Насосы, вентиляторы, компрессоры

Насосы, вентиляторы, компрессоры

Утверждено редакционно-издательским

советом университета в качестве

учебного пособия

 

 

Нижний Новгород - 2005

 

ББК 31.56 + 31.76

Б 75

 

 

Бодунов А.В. Насосы, вентиляторы, компрессоры: Учебное пособие. – Н.Новгород: Нижегород. гос. архит.-строит. ун-т, 2005. – 108 с.

ISBN 5-87941-257-1

 

 

В учебном пособии приведены сведения о физических свойствах жидкостей, используемых в системах теплогазоснабжения и вентиляции. Даны классификация нагнетателей и их принципиальные схемы. Рассмотрены гидравлические машины, широко исполь­зуемые в системах отопления, вентиляции и теплоснабжения (насо­сы, вентиляторы, компрессоры и т. д.). Приводятся конструкции и характеристики гидравлических машин, необходимые элементы их расчета, большое внимание уде­ляется подбору этих машин для работы в сети. Показана область использования нагнетателей разного типа.

Пособие предназначено для студентов вузов, обучающихся по специальности «Теплогазоснабжение и вентиляция».

 

ББК 31.56 + 31.76

 

 

 

ISBN 5-87941-257-1

 

                                                                                  © Бодунов А.В., 2005,

                                                                                   © ННГАСУ, 2005

Основные условные обозначения

 

Q - расход; подача насоса

L - расход; подача вентилятора

p, ,  - полное, динамическое и статическое давление соответственно

Н - напор

N - мощность

с, u - абсолютная, относительная и переносная скорость потока

,  - проекция абсолютной скорости на переносную на вхо­де и выходе потока в рабочем колесе

b, D - ширина и диаметр рабочего колеса лопастного нагне­тателя

R - удельная работа сил трения в потоке

V - удельный объем

U - удельная внутренняя энергия потока жидкости

,  - потери напора; потери давления

d - диаметр трубопровода

q - количество теплоты, передаваемое единице массы жид­кости; объем утечек и перетоков

g - удельный вес

r - плотность

w - живое сечение потока, относительная скорость потока

 - угловая частота вращения

x - коэффициенты местных сопротивлений

Г - циркуляция скорости

,  - углы установки лопатки в рабочем колесе на входе и выходе соответственно

 - коэффициент закручивания потока

 - коэффициент давления

ВВЕДЕНИЕ

 

Развитие различных отраслей промышленности, расширение объемов строительства, создание благоприятных условий для высоко­производительного труда во многом зависят от эффективности ра­боты систем тепло- и холодоснабжения, вентиляции и кондициониро­вания воздуха. Общим для этих систем является наличие в них машин, предназначенных для перемещения рабочей среды. В систе­мах общеобменной вентиляции и кондиционирования такой средой является воздух, в системах технологической вентиляции - смесь различных газов, в системах тепло- и водоснабжения - вода.

Название самой машины (насос, вентилятор, воздуходувка, ком­прессор и др.) определяется как видом перемещаемой среды, так и создаваемым давлением. Эти машины вместе с гидравлическими двигателями и гидропередачами составляют класс гидравлических машин.

История существования гидравлических машин насчитывает не­сколько тысячелетий. Первый насос был поршневым, появился, по-видимому, за несколько веков до нашей эры в странах древней культуры. Изобретение этого насоса связано с созданием водоподъ­емных устройств. Поршневой насос был хорошо известен в Древ­ней Греции и Риме. Изобретателем двухцилиндрового поршневого пожарного насоса является древнегреческий механик Ктесибий (око­ло II-I вв. до н. э.).

Изобретение центробежного насоса приписывается итальянцу Д. Жордану, давшему первый рисунок такого насоса. Одной из пер­вых удачных конструкций центробежного насоса является насос французского физика Д. Палена, предложенный им в 1689 г., для откачки грунтовых вод, представлявший собой усовершенствован­ную конструкцию ранее известной воздуходувки.

В России внедрение насосов в промышленность непосредствен­но связано с развитием горно-рудного дела. В XVIII в. К. Д. Фролов и другие мастера горного дела применяли установки с поршневыми насосами для откачки воды из шахт (диаметр колеса приводной машины составлял 16-19 м). Источником двигательной силы здесь была энергия воды.

В XVIII в. был изобретен паровой двигатель. В 1738 г. Д. Бернулли вывел основополагающее уравнение движения жидкости, которое носит его имя. В 1750 г. Л. Эйлер впервые сделал математический анализ рабочего процесса, происходящего в центробежном насосе и реактивной турбине, и дал основное уравнение рабочего процесса турбомашин. Теоретические положения, касающиеся работы гидрома­шин и лопастных насосов, разработанные Д. Бернулли и Л. Эйле­ром, оставались неиспользованными около 150 лет, пока в каче­стве приводящего двигателя для насосов не стали применять элект­родвигатель и паровую турбину.

Классическая схема одноколесного центробежного насоса, при­меняющегося в различных модификациях и поныне, была предложе­на Андревсом (США) в 1818 г. и значительно улучшена им же в 1846 г. Исследования Андревса привели к созданию многоступенча­того центробежного насоса, запатентованного в 1851 г. Однако его конструкция была весьма несовершенна.

Блестящее развитие теоретических основ механики в XIX в., по­зволивших ближе подойти к решению практических задач движе­ния реальных жидкостей, связано с трудами О. Коши, Г. Гельмгольца, Г. Кирхгофа, Дж. Г. Стокса, Н. Е. Жуковского, С. А. Чаплыги­на, Г. Хагена, Ж. Л. Пуазейля, О. Рейнольдса, Л. Прандтля.

Примерно с начала 20-х годов этого века изменилось само на­значение насосов. Если первоначально они предназначались только для подъема воды, то с этого времени они все шире применяются для перемещения жидкостей с различными вязкостью и концентра­цией взвешенных частиц, а также химических жидкостей с различ­ными степенью агрессивности и температурой. В 1924 г. вышла в свет книга немецкого гидравлика К. Пфлейдерера «Центробежные насосы», оказавшая значительное влияние на развитие теории цент­робежных насосов и методов их расчета.

В СССР уже к 1930 г. сложились три научные школы насосостроения: на кафедре и в лаборатории гидравлических машин МВТУ им. Н. Э. Баумана под руководством проф. И. И. Куколевского, изучавшая рабочий процесс турбин и насосов и развивавшая экспериментальные методы исследования насосов; на кафедре и в лаборатории гидравлических машин Харьковского политехнического института под руководством акад. Г. Ф. Проскуры, которая зани­малась исследованием гидромашин, в частности разработкой тео­рии рабочего процесса осевых (пропеллерных) насосов; на кафедре и в лаборатории гидравлических машин Ленинградского политех­нического института под руководством чл.-корр. И. Н. Вознесенско­го, развивавшая новые методы расчета лопастных нагнетателей на основе теории потенциального течения и теории вихрей. В эти же годы проф. П. Н. Каменев разработал теорию расчета струйных аппаратов и осуществил их практическое использование с высоким КПД. В настоящее время научные исследования работы насосов ве­дутся такими организациями, как ВНИИгидромаш, НИИхиммаш, а также на специальных кафедрах Ленинградского и Харьковского по­литехнических институтов, МВТУ им. Н. Э. Баумана и др.

Машины для перемещения воздуха и газов появились значи­тельно позже насосов. Изобретателем воздушного поршневого на­гнетателя - прототипа современных компрессоров с одной ступенью сжатия - считается немецкий физик О. Герике (1640 г.). Во второй половине XVIII в. в Англии Вилькинсон запатентовал двухцилиндро­вый поршневой компрессор и в это же время Д. Уатт изготовил воздуходувную машину с паровым приводом. Многоступенчатый компрессор с межступенчатыми охладителями был предложен в 1849 г. Ратеном (Германия).

Изобретение центробежного вентилятора принадлежит генерал-лейтенанту корпуса горных инженеров А. А. Саблукову (1832 г.). Им же была предложена передовая по тому врмени методика рас­чета таких вентиляторов. В дальнейшем А. А. Саблуков усовершенствовал свой вентилятор («воздушный насос»), представлявший со­бой цилиндрический кожух с двухсторонним всасыванием, внутри которого располагалось колесо с четырьмя прямыми лопатками. Впервые действие вентилятора А. А. Саблукова было испытано на кожевенном и сахарном заводах; при ручном приводе (два чело­века) подавалось до 2000 м³ воздуха в 1 ч. В 1834 г. вентиляторы А. А. Саблукова были успешно применены на морских судах, а в 1835 г. - для проветривания Чагирского рудника на Алтае. В 1838 г. А. А. Саблуков создал конструкцию центробежного насоса, назван­ного им «водогоном», Вентиляторы системы А. А. Саблукова нашли широкое распространение в России и за границей.

В 1892 г. француз П. Мортье изобрел диаметральный вентилятор. Некоторое время вентиляторы Мортье использовались в качестве шахтных вентиляторов, однако затем они были заменены цент­робежными вентиляторами, имеющими более высокий КПД. После этого диаметральные вентиляторы в течение долгого времени не изучались и были почти забыты. Вновь интерес к диаметральным вентиляторам возродился лишь в середине нашего столетия снача­ла в западных странах, а позже и в нашей стране, где большую работу по созданию совершенных конструкций диаметральных вен­тиляторов проводит Центральный аэрогидродинамический институт (ЦАГИ) им. Н. Е. Жуковского.

Развитие вентиляторостроения шло параллельно с развитием турбомашиностроения. Теория и расчет осевых вентиляторов при­няли современный вид только после создания Н. Е. Жуковским вихревой теории крыла (1906 г.). Приоритет в разработке совре­менных теорий расчета вентиляторов принадлежит советским уче­ным. В результате работ ЦАГИ, созданного в 1918 г., в 1926- 1930 гг. впервые были предложены физически обоснованные теории осевых и радиальных (центробежных) вентиляторов. Это позво­лило сконструировать машины, далеко превосходящие по своим аэродинамическим и конструктивным данным созданные в этой об­ласти за рубежом. В 1930-1933 гг. В. И. Поликовским был разра­ботан эмпирический метод расчета радиальных вентиляторов, ос­нованный на результатах аэродинамических испытаний большой се­рии машин. В 1949 г. за разработку и внедрение в промышленность высокоэффективных вентиляторов М. И. Невельсон, К. А. Ушаков и А. М. Комаров были удостоены государственной премии. Кроме упомянутых ученых, большой вклад в разработку теории и прак­тики вентиляторостроения внесли И. В Брусиловский, А. Г. Быч­ков, Г. Г. Вахвахов, М. Я. Гембаржевский, М. П. Калинушкин, И. О. Керстен, А. Г. Коровкин, Т. С. Соломахова и др.

В настояще время решение многих социальных задач, направ­ленных на создание благоприятных условий как на предприятиях, так и в районах проживания людей, невозможно без увеличения номенклатуры и улучшения качества нагнетателей. В последние го­ды ЦАГИ им. Н. Е. Жуковского ведется работа по созданию нового унифицированного ряда высокоэффективных вентиляторов. Такие передовые предприятия, как, например, Московский вентиляторный завод, переходят на поставку заказчикам вентиляторных установок, т. е. вентиляторов в комплекте с рационально спроектированными входными элементами присоединения их к сети, а также виброизо­ляторами. Это позволяет сократить сроки и повысить качество монтажных работ и уменьшить потери давления в системах.

ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ

 

Вентилятором

 

Основными параметрами, характеризующими работу насосов и вентиляторов, являются подача, напор и дав­ление, ими создаваемые, а также энергия, сообщаемая потоку их рабочими органами.

Подача - количество жидкости или газа, перемещае­мое машиной в единицу времени.

Подача насоса обозначается сим­волом Q, м³/с, подача вентилятора - L, м³/с (м³/ч).

Соответственно в системе СИ введено понятие мас­совой подачи М - количества массы жидкости или газа, подаваемых машиной в единицу времени:

                                                        ,                                               (1)

где  - плотность среды, кг/м³.

Ввиду незначительных утечек через не­плотности, можно считать, что массовые подачи, вычис­ленные по условиям всасывания и нагнетания в маши­нах любого типа, одинаковы. Объемные же одинаковы только в насосах - машинах, подающих практически несжимаемую среду, и приблизительно одинаковы в вен­тиляторах. В компрессорах в зависимости от создавае­мого ими давления объемная подача при нагнетании меньше, чем при всасывании, вследствие существенного изменения удельного объема при повышении давления газа.

В расчетах принято исчислять объемную подачу га­зовых машин (компрессоров) при условиях всасывания (иногда при нормальных условиях, т.е. при Т=273 К и Н =760 мм рт. ст.).

Подача насоса (вентилятора, компрессора) опреде­ляется его размерами, скоростями движения рабочих органов и свойствами сети, в которую включен насос.

В соответствии с ГОСТ 17398-72 «Насосы. Термины и определения» давлением насоса называют величину p, определяемую зависимостью:

                      ,                  (2)

где  и - соответственно давления на выходе (ко­нечное) и на входе (начальное), Па; r - плотность сре­ды, подаваемой насосом, кг/м³,  и  - скорости среды на выходе и входе в насос, м/с;  и  - высоты распо­ложения центров тяжести выходного и входного сечений насоса, м.

Выясним физическую сущность напора в соответст­вии с основными положениями гидромеханики. Если к всасывающему патрубку насоса, берущего жидкость из емкости, расположенной выше его оси, подключить трубку полного напора, то уровень жидкости в ней бу­дет поднят на некоторую высоту над осью насоса. Эта высота, называемая в гидромеханике полным напором определяется соотношением

                                       .                                        (3)

Аналогично полный напор в выходном патрубке

                                      .                                        (4)

Полный напор, развиваемый насосом, в соответствии с равенством (2):

                                                .                                                    (5)

Статический напор не учитывает прироста кинетической энергии потока в насосе и вычисляется по формуле:

    ,                                                (6)

где .

Напор имеет линейную размерность м (метры) и физически представляет собой высоту столба той жидкости, к потоку которой он относится.

Напор, создаваемый вентиляторами, условно выра­жают иногда в миллиметрах водяного столба. Напом­ним, что 1 мм вод. ст. соответствует давлению 9,8 Па.

Важной величиной, характеризующей работу насоса с энергетической стороны, является удельная полезная работа насоса, определяемая зависимостью

                                             .                                                     (7)

Работа, подводимая на вал машины, отнесенная к 1 кг массы подаваемой среды, называется удельной работой машины.

Ввиду потерь энергии в насосе удельная полезная работа насоса меньше удельной работы его.

Удельная работа компрессоров вычисляется с учетом вида термодинамического процесса.

Мощность. Под мощностью понимают энергию, сооб­щаемую или затрачиваемую в единицу времени. Исполь­зуя такие понятия, как напор насоса Н или давление вентилятора Dр, 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 gQ, жидкость выходит из насоса, обладая по­лезной мощностью:

                                            .                                                  (8)

Проводя аналогичные рассуждения и рассматривая работу вентилятора, получим, что если каждой единице объема воздуха, прошедшего через вентилятор, сооб­щается давление Dр, то газ выходит из вентилятора, обладая полезной мощностью:

                                            .                                                 (9)

В любой насосной или вентиляторной установке мощ­ность в различных ее узлах не одинакова. Чаще всего приводом для нагнетателя является электро­двигатель, который потребляет мощность . Эта мощ­ность в электродвигателе преобразуется в механическую мощность, которая выходит от электродвигателя в виде мощности на валу . 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  в виде зависимости:

                                           .                                               (10)

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 нагнетателя жидкость выходит, обла­дая запасом мощности, которая называется полезной N_П. Если, например, насос создает напор H и через него движется жидкость с расходом Q, то полезная мощность насоса определится выражением (8).

В объемных насосах напор часто определяется в еди­ницах давления, в этом случае

                                           ,                                                    (11)

где  - разность давления в напорном и всасывающем патрубках насоса.

Тогда полезная мощность объемного насоса опреде­лится зависимостью:

                                      .                                           (12)

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

                                            .                                             (13)

Эффективность использования энергии насосом оце­нивают К. П. Д. насоса h, представляющим собой отно­шение полезной мощности насоса к мощности насоса (подводимой на вал)

                                                    .                                                  (14)

В рабочих условиях к. п. д. насоса зависит от многих факторов: типа, размера и конструкции насоса, рода жидкости, режима работы насоса и характеристики се­ти, на которую работает насос.

Энергетическая эффективность установки, состоящей из насоса и приводного двигателя, оценивается к. п. д. установки . Он представляет собой отношение мощно­стей полезной и подводимой к двигателю.

В случае электрического привода

                                             ,                                                (15)

где  - мощность на клеммах электродвигателя.

Классификация нагнетателей

 

Гидравлической машиной называют устройство, преоб­разующее механическую работу в энергию потока жид­кости и наоборот. Гидравлическая машина, в которой в результате обмена энергией происходит преобразова­ние механической энергии жидкости в механическую работу (вращение вала, возвратно-поступательное дви­жение поршня и т. д.), называется турбиной или гидро­двигателем. Гидравлическая машина, в которой проис­ходит преобразование механической работы в механиче­скую энергию жидкости, называется нагнетателем. К на­гнетателям относятся насосы и воздуходувные машины. Воздуходувные машины служат для повышения давле­ния и подачи воздуха или другого газа. В зависимости от степени сжатия воздуходувные машины разделяют на вентиляторы и компрессоры,

Вентилятор - воздуходувная машина, предназначен­ная для подачи воздуха или другого газа под давлени­ем до 15 кПа при организации воздухообмена.

Компрессором называют воздуходувную машину, предназначенную для сжатия и подачи воздуха и како­го-либо газа под давлением не ниже 0,2 МПа.

Насос - устройство, служащее для напорного пере­мещения (всасывания, нагнетания) главным образом ка­пельной жидкости в результате сообщения ей энергии.

Основное назначение нагнетателя - повышение пол­ного давления перемещаемой среды. В зависимости от свойств среды (газ, чистая жидкость, загрязненная жид­кость и взвесь, вязкая жидкость, агрессивная жидкость, жидкий металл, сжиженный газ и т. п.) применяются нагнетатели различных типов и конструкций. В практи­ке довольно часто встречаются нагнетатели разных ти­пов, названия которым даны в зависимости от их на­значения и особенностей эксплуатации (например, пи­тательные, циркуляционные, конденсатные насосы для тепловых электростанций и т. п.). Нагнетатели в основ­ном классифицируют по принципу действия и конструк­ции. В этом смысле их подразделяют на объемные и ди­намические.

Объемные нагнетатели работают по принципу вытес­нения, когда давление перемещаемой среды повышается в результате сжатия. К ним относятся возвратно-посту­пательные (диафрагменные, поршневые) и роторные (ак­сиально- и радиально-поршневые, шиберные, зубчатые, винтовые и т. п.) насосы.

Динамические нагнетатели работают по принципу си­лового воздействия на перемещаемую среду. К ним от­носятся лопастные (радиальные, центробежные, осевые) нагнетатели и нагнетатели трения (вихревые, дисковые, струйные и т. п.).

Нагнетатели, используемые в системах теплогазоснабжения и вентиляции, должны удовлетворять сле­дующие основные требования: 1) соответствие фактических параметров работы (р, L, и N) заданным расчетным условиям; 2) возможность регулирования подачи и давления в определенных пределах; 3) устойчивость и надежность в работе; 4) простота монтажа; 5) бесшумность при работе.

Рассмотрим схемы и принципы действия нагнетате­лей разного типа.

Рис. 7. Схема радиального вентилятора: 1 – коллектор; 2 – рабочее колесо; 3 – спиральный кожух; 4 – лопатка

В радиальном вентиляторе со спиральным кожухом (рис. 7) перемещаемая среда, двигаясь в осевом на­правлении через всасывающий коллектор, попадает на вращающееся рабочее колесо, снабженное лопатками, изменяет направление своего движения к периферии ко­леса, закручивается в направлении вращения, поступа­ет в спиральный кожух и затем через отверстие выхо­дит из нагнетателя. Рабочее колесо сидит на валу и при­водится во вращение приводом. Вал вращается в под­шипниках, укрепленных на станине или непосредствен­но на кожухе.

Рис. 8. Схема центробежного насоса: 1 - входной патрубок; 2 - рабочее колесо; 3 - корпус; 4 - нагнетательный патрубок; 5 - лопатка

Аналогичную конструкцию и принцип действия име­ет центробежный насос, изображенный на рис. 8.

К достоинствам таких вентиляторов следует отнести возможность использования для привода высокоскорост­ных электродвигателей, высокий КПД (более 80 %), простоту изготовления, высокую равномерность подачи и относительную простоту ее регулирования. Недостат­ком является то, что подача зависит от сопротивления сети.

В осевом вентиляторе (рис. 9) поток движется пре­имущественно в направлении оси вращения и некото­рое закручивание приобретает лишь при выходе из ко­леса. Поток через коллектор поступает во входной на­правляющий аппарат, затем в рабочее колесо и в вы­ходной направляющий аппарат. Колесо сидит на валу, вращающемся в подшипниках, укрепленных на стойках.

Рис. 9. Схема осевого вентилятора: 1 - коллектор; 2 - входной направляющий аппарат; 3 - рабочее колесо; 4 - выходной направляющий аппарат; 5 - кожух (обечайка); 6 - обтекатель

Колесо и направляющие аппараты заключены в ко­жух (обечайку). Втулка рабочего колеса имеет обте­катель.

Как в осевом, так и в радиальном вентиляторе пере­дача энергии от двигателя потоку среды происходит во вращающемся рабочем колесе.

Аналогичную конструкцию и принцип действия име­ет осевой насос.

Осевые нагнетатели просты в изготовлении, ком­пактны, реверсивны; по сравнению с радиальными на­гнетателями они имеют более высокие КПД и подачу при относительно низком давлении (напоре).

В прямоточном радиальном вентиляторе (рис. 10) перемещаемая среда вначале также движется в осевом направлении и поступает во вращающееся рабочее ко­лесо, где под действием центробежной силы проходит в радиальном направлении в межлопа-

 

Рис. 10. Схема прямоточного вентилятора: 1 - корпус; 2 - рабочее колесо; 3 - диффузор

 точном простран­стве и выходит в осевом направлении по кольцу через радиальный лопастной диффузор, стенки которого име­ют криволинейную форму, а лопатки установлены на осесимметричном коленообразном участке диффузора. В диффузоре часть динамического давления преобра­зуется в статическое. КПД вентилятора достигает 70 %. Одним из преимуществ вентиляторов такого типа яв­ляется возможность размещения электродвигателя внутри кожуха, что приводит к улучшению шумовых характеристик установки. Изготовление таких вентиля­торов несколько сложнее, чем обычных.

Смерчевой вентилятор (рис. 11) имеет рабочее коле­со с небольшим числом лопаток, прикрепленных к зад­нему диску. Это колесо размещено в специальной нише в задней стенке спирального кожуха. При вращении ко­леса возни-

Рис. 11. Схема смерчевого вентилятора:  1 - кожух; 2 - лопатка; 3 - задний диск

кает вихревое течение, аналогичное атмосфер­ному вихрю - смерчу, в центральной и периферийной частях которого образуется перепад давлений, являю­щийся побудителем движения воздуха. Вследствие это­го основная часть потока с содержащимися в нем при­месями проходит через нагнетатель, минуя рабочее ко­лесо. КПД вентилятора не превышает 60 %.

Дисковый вентилятор (рис. 12) относится к нагне­тателям трения. Рабочее колесо у такого нагнетателя представляет собой пакет дисков (колец), расположен­ных с небольшим зазором перпендикулярно оси враще­ния колеса. Передача энергии от колеса потоку жидкости происходит в результате действия сил трения в по­граничном слое, образующемся на дисках. Отсутствие срывных вихревых зон, неизбежных в лопастном рабо­чем колесе, способствует устойчивой работе дисковых машин с малым шумом. КПД таких нагнетателей не превышает 40 – 45 %.

Вихревой насос (рис. 13) относится к машинам тре­ния. Его рабочее коле-

Рис. 12. Схема дискового вентилятора: 1 - корпус; 2 - рабочее колесо

со, аналогично колесу центробеж­ного насоса, засасывает жидкость из внутренней части канала и нагнетает ее во внешнюю, в результате чего возникает продольный вихрь. При прохождении жидко­сти через рабочее колесо в вихревом насосе, как и в центробежном, увеличиваются кинетическая энергия жидкости (увеличивается ее скорость) и потенциальная энергия давления.

Рабочим органом насоса является рабочее колесо с радиальными или наклонными лопатками. Колесо вра­щается в цилиндрическом корпусе с малыми торцовыми зазорами. Жидкость поступает через всасывающее отверстие в канал, перемещается по нему рабочим ко­лесом и выбрасывается через выходное отверстие.

Рис. 13. Схема вихревого насоса: 1 – рабочее колесо; 2 – лопатка; 3 – корпус; 4 – всасывающее отверстие; 5 – выходное отверстие

Вихревой насос по сравнению с центробежным об­ладает следующими достоинствами: создаваемое им давление в 3-5 раз больше при одинаковых размерах и частоте вращения рабочего колеса; конструкция про­ще и дешевле; обладает самовсасывающей способностью; может работать на смеси жидкости и газа; по­дача меньше зависит от противодавления сети. Недо­статками насоса являются низкий КПД, не превышаю­щий в рабочем режиме 45 %, и непригодность для по­дачи жидкости, содержащей абразивные частицы (так как это приводит к быстрому изнашиванию стенок тор­цовых и радиальных зазоров и, следовательно, падению давления и КПД).

Диаметральный вентилятор (рис. 14) имеет следую­щий принцип действия. Если во вращающееся колесо барабанного типа поместить неподвижное тело, располо­женное несимметрично относительно оси колеса, то осесимметричный вихрь, образующийся вокруг колеса, сме­щается в сторону, и возникает течение воздуха через колесо в сторону меньшего сечения. Поперечное течение появляется также при установке лопаточного колеса в несимметричном коленообразном корпусе.

Рис. 14. Схема диаметрального вентилятора:  1 - рабочее колесо; 2 - корпус; 3 - неподвижное тело

Диаметральные вентиляторы имеют следующие преи­мущества по сравнению с радиальными: диаметральные вентиляторы с широкими колесами могут непосредствен­но присоединяться к воздуховодам, имеющим сечение в форме вытянутого прямоугольника; диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже при невысоких окружных скоростях рабочих ко­лес, поскольку поток воздуха дважды пересекает лопа­точное колесо.

Недостатки, мешающие более широкому применению диаметральных вентиляторов, состоят в следующем: невысокий КПД (максимальный 60–65%); повышен­ный уровень шума; возможность появления неустойчи­вых режимов работы в области, где с увеличением по­дачи наблюдается рост давления; существенные пере­грузки электродвигателя при уменьшении сопротивле­ния сети.

Поршневой нагнетатель (рис. 15) состоит из цилинд­рического корпуса, внутри которого перемещается пор­шень с кольцами, всасывающего и нагнета-

Рис. 15. Схема поршневого нагнетателя: 1 - корпус; 2 - поршень; 3 - вса­сывающий клапан; 4 - нагнета­тельный клапан

тельного кла­панов. Поршень в корпусе совершает возвратно-поступа­тельное движение. Преобразование вращательного дви­жения привода в возвратно-поступательное движение поршня осуществляется с помощью кривошипно-шатунного механизма. При движении поршня вправо откры­вается клапан 3, и жидкость заполняет пространство внутри корпуса. При этом клапан 4 закрыт. При дви­жении поршня влево клапан 3 закрыт, открывается кла­пан 4, и жидкость выталкивается в нагнетательный тру­бопровод.

Поршневые нагнетатели имеют следующие достоин­ства: высокий КПД (до 95 %); возможность получения высоких давлений; независимость подачи от противо­давления сети; возможность запуска в работу без пред­варительного залива (при использовании в качестве насосов). К недостаткам относятся громоздкость конструк­ции; невозможность использования для привода высо­коскоростных электродвигателей из-за сложности при­вода через кривошипно-шатунный механизм; сложность регулирования подачи.

 

Рис. 16. Схема зубчатого насоса: 1 - корпус; 2 - шестерня

Зубчатый (шестеренный) насос (рис. 16) состоит из двух шестерен, расположенных в корпусе. Одна из шес­терен приводится в движение расположенным на одной оси электродвигателем, а вторая получает вращение от первой благодаря плотному зацеплению зубьев. При работе жидкость захватывается зубьями колес, отжи­мается к стенкам корпуса и перемещается со стороны всасывания на сторону нагнетания. Переток жидкости в обратном направлении практически отсутствует из-за плотного сцепления зубьев.

 

 

 

Рис. 17. Схема нагнетателя восьмерочного типа: 1 - корпус; 2 - рабочее колесо

Рис. 18. Схема пластинчатого нагнетателя:  1 - корпус; 2 - ротор; 3 - пластины

 

Рис. 17. Схема нагнетателя восьмерочного типа: 1 - корпус; 2 - рабочее колесо

Рис. 18. Схема пластинчатого нагнетателя:  1 - корпус; 2 - ротор; 3 - пластины

Число зубьев в пределе может быть уменьшено до двух, при этом вращающиеся элементы будут иметь очертания, напоминающие восьмерку (рис. 17). В та­ком нагнетателе необходимо обеспечить привод от дви­гателя обеих «восьмерок», так как в отличие от зуб­чатых насосов они не имеют зацепления.

К достоинствам нагнетателей данного вида следует отнести компактность, простоту конструкции, отсутствие клапанов, возможность использования для привода вы­сокоскоростных электродвигателей, независимость пода­чи от противодавления сети, реверсивность, возмож­ность получения высоких давлений (5 МПа для шестеренного насоса, 0,5 МПа для насоса «восьмерочного» типа). Основные недостатки состоят в быстром износе рабочих органов, невысокой подаче и сравнительно низ­ком КПД (до 0,75 %).

Пластинчатый нагнетатель (рис. 18), как и зубча­тый, относится к группе роторных машин. Он состоит из цилиндрического корпуса, в котором эксцентрично расположен массивный ротор с радиальными продоль­ными пазами, где свободно размещены пластины, вы­полненные из материала, хорошо сопротивляющегося истиранию. При вращении ротора пластины под дей­ствием центробежных сил выходят из пазов, прижи­маются к внутренней поверхности корпуса, захватывают на стороне всасывания жидкость и перемещают ее к на­гнетательному трубопроводу, т. е. пластины как бы вы­полняют роль поршня.

К достоинствам нагнетателя относятся высокая рав­номерность подачи, возможность непосредственного сое­динения с электродвигателем, отсутствие клапанов, ре­версивность, независимость подачи от противодавления сети. К недостаткам следует отнести повышенную чув­ствительность к качеству перемещаемой жидкости (на­личию в ней механических примесей), быстрый износ кромок пластин, довольно низкий КПД - 50 % (из-за перетекания жидкости через зазоры между кромками пластин и стенками корпуса).

В струйных нагнетателях смешение двух жидких или газообразных сред происходит под воздействием давле­ния, создаваемого другими нагнетателями (например, насосами или вентиляторами). Движение перемещаемой жидкости обеспечивается струей рабочей жидкости.

Рис. 19. Схема водоструй­ного нагнетателя: 1 - сопло; 2 - камера смеше­ния; 3 - диффузор	Рис. 20. Схема эжектора: 1 - сопло; 2 - камера смешения;                         3 - диффузор

Известны две конструктивные схемы струйных аппа­ратов. В аппаратах, выполненных по первой схеме  (рис. 19), подмешиваемый поток поступает под углом 90° к оси аппарата. Вследствие больших потерь на удар при смешивании потоков КПД этих аппаратов очень низок и не превышает 25 %. В аппаратах, выполненных по второй схеме (рис. 20), подмешиваемый поток под­водится вдоль оси аппарата. При этом, как доказал проф. П. Н. Каменев, их КПД может быть доведен до 43,5 %.

Любой струйный аппарат состоит из сопла, куда по­дается рабочая жидкость (вода, газ, пар), камеры сме­шения, где смешиваются рабочая и подсасываемая жид­кости, и диффузора, в котором осуществляется преобра­зование кинетической энергии в потенциальную, т. е. создается давление.

Работает струйный аппарат следующим образом. Ра­бочая жидкость выходит из сопла с большой скоростью в виде струи, несущей большой запас кинетической энер­гии. Активная рабочая струя захватывает окружающую жидкость и передает ей часть своей энергии. Образовав­шийся смешанный поток движется в проточной части аппарата. В камере смешения в результате обмена им­пульсами происходит выравнивание поля скоростей по­тока и за счет высвобождающейся кинетической энер­гии растет его статическое давление. Затем поток посту­пает в диффузор, где вследствие уменьшения скорости и, следовательно, динамического давления потока про­исходит увеличение статического давления.

К достоинствам струйных аппаратов следует отнести простоту конструкции и отсутствие подвижных элемен­тов; к недостаткам - очень низкий КПД.

Рис. 21. Схема газлифта (эр­лифта):  1 - обсадная труба; 2 - газовая труба; 3 - подъемная труба

В пневматических нагнетателях (подъемниках) для подъема жидкости используется сжатый воздух или технический газ. Идея подъема жидкости сжатым воздухом возникла в конце XVIII в., но только спустя столетие нашла практическое применение для подъема воды и нефти из скважин. Аппарат, в котором воплотилась эта идея, получил название газлифт (эрлифт). Теория газлифта, правильно объясняющая его действие увлече­нием жидкости всплывающими пузырьками воздуха, была разработана лишь в 1941 г. Н. М. Герсеванозым. Существуют три типа газлифтов (рис. 21): I - с двумя трубами: газовой и для подъема жидкости (жид­костной); II - с одной газовой и III - с одной жидкостной трубой, установленной в обсадной трубе и опущен­ной в скважину.

Рис. 22. Схема пневматиче­ского подъемника периодиче­ского действия

В газлифте I-го и II-го типов сжатый воз­дух (или газ) под давлением нагнетается в скважину по газовой трубе, а в газлифте III-го типа воздух нагне­тается в кольцевое пространство между обсадной и жидкостной трубами. В жидкостных трубах образует­ся смесь жидкости и воздуха (или газа) - эмульсия. Пузырьки воздуха (или газа) устремляются вверх, увлекая за собой жидкость. Достигнув верха труб, эмуль­сия изливается. Пузырьки воздуха (или газа) по мере движения вверх увеличиваются в объеме вследствие уменьшения в них давления, при этом возрастает ско­рость подъема эмульсии. При подъеме пузырьков часть жидкости не увлекается ими и падает вниз. Чем меньше скорость подъема эмульсии, тем больше утечка жидко­сти. Практикой установлены следующие оптимальные скорости движения эмульсии. При входе воздуха (или газа) v ³ 3 м/с, при изливе v = 6¸8 м/с. При увеличе­нии скорости быстро возрастают потери давления, а при ее уменьшении увеличивается скольжение пузырьков воздуха (или газа), что приводит к увеличению потерь жидкости. На выходе эмульсии из газлифта сепаратором производится разделение газа и жидкости. Сепарато­ром для воды служит отражатель в виде зонта, уста­новленный в приемном баке. Эмульсия ударяется о внут­реннюю поверхность отражателя, воздух улетучивается, а вода стекает с отражателя в бак, откуда по трубам направляется в систему водоснабжения.

Для нормальной работы газлифта необходимо, что­бы высота слоя жидкости в скважине была больше вы­соты ее подъема (H - h > h), а также, чтобы уровень жидкости был постоянным (так называемый динамиче­ский уровень), а коэффициент погружения К=Н/ h на­ходился в пределах 1,7...3,5. Встречающиеся на практи­ке газлифты имеют подачу 1...500 м³/ч с высотой подъе­ма воды 10...200 м.

 

Несмотря на малый КПД (15...36 %) подъем жид­кости с помощью газлифтов обладает следующими до­стоинствами: простота устройства, отсутствие в скважи­не механизмов, надежность и бесперебойность действия, невысокие требования к качеству жидкости.

К пневматическим подъемникам относится и пневма­тическое устройство периодического действия (рис. 22). Подъем воды из резервуара 1 в бак 2 на высоту Н_г осуществляется с помощью компрессора 3 и пневматиче­ского баллона 4. При отключенном компрессоре и от­крытых задвижках а и б баллон заполняется водой. Закрыв задвижки а и б, открывают задвижку в и, включив компрессор, вытесняют воду в бак. Цикл подачи осуществляется периодически.

 

Радиальные вентиляторы

 

Рационально сконструированный вентилятор характери­зуется возможно меньшими массой, металлоемкостью и габаритами, высокой экономичностью и надежностью, а также технологичностью конструкции и наименьшими возможными эксплуатационными расходами. Особые требования предъявляются к конструкции корпуса и ра­бочего колеса.

Рабочее колесо должно быть тщательно отбалансировано. Прочность и жесткость колеса зависят от кон­струкции и материала, из которого оно выполнено. С увеличением ширины колеса прочность и жесткость его снижаются. Конструктивные исполнения рабочих ко­лес представлены на рис. 38.

Лопатки барабанных колес (рис. 38, а) загнуты впе­ред, ширина колес достигает 0,5D. Окружная скорость колес допускается до 30-40 м/с.

Ширина кольцевых колес (рис. 38, б) находится в пределах (0,2-0,4)D. Их окружная скорость допус­кается до 60 м/с.

Большой прочностью и жесткостью обладают колеса с коническим передним диском (рис. 38, е). Их окруж­ная скорость допускается до 85 м/с.

Трехдисковые колеса (рис. 38, г) применяются в вен­тиляторах двустороннего всасывания. Достоинством ко­лес такой конструкции является отсутствие осевого дав­ления.

Однодисковые колеса (рис. 38, д ) применяются, на­пример, в пылевых вентиляторах и в вентиляторах высо­кого давления. Лопатки у этих колес присоединяются к диску и ступице.

Бездисковые колеса (рис. 38, е) с лопатками, при­соединяемыми непосредственно к ступице, находят при­менение в пылевых вентиляторах.

Жесткость и прочность рабочего колеса во многом определяются способом соединения лопаток с дисками. Наибольшее распространение получили клепаные коле­са, которые более трудоемки при изготовлении, но отли­чаются большой прочностью. Соединение на шипах ме­нее трудоемко при изготовлении и позволяет механизировать сборку колес. Наиболее жесткая и прочная кон­струкция колеса получается при сварном соединении ло­паток с дисками.

Рис. 38. Конструктивные исполнения рабочих колес радиальных вентиляторов

Однако, несмотря на простоту и деше­визну такого соединения по сравнению с клепаным, цельносварная конструкция колеса рациональна в слу­чаях одинакового срока службы лопаток и дисков. Если же наблюдается интенсивный износ лопаток тяжелонагруженных колес, работающих при больших окружных скоростях, целесообразнее увеличить долговечность до­рогостоящих дисков. В этих случаях оправдано примене­ние колес клепаной конструкции, допускающей много­кратную замену лопаток путем переклепки с последую­щей балансировкой колеса.

Спиральный корпус, как правило, представляет со­бой конструкцию, сваренную из листового металла. Очень крупные вентиляторы имеют корпуса, состоящие из двух или трех частей, скрепленных на фланцах бол­тами. Боковые стенки корпуса, если не придать им дополнительной жесткости, могут вибрировать. Для устра­нения вибрации стенки оребряют металлическими по­лосами.

В современных аэродинамических вентиляторах пред­усматриваются входные патрубки достаточно сложных конфигураций, вследствие чего для их изготовления требуются сложные штампы и мощные прессы. Для серийных вентиляторов, например Ц4-70, эти патрубки могут быть изготовлены из полосы, свернутой в конус. Дополнительную добавочную жесткость патрубку при­дает кольцо, одновременно предназначенное для ликви­дации разрывов аэродинамической характеристики р-L.

Величина зазора между входным патрубком и перед­ним диском колеса оказывает существенное влияние на КПД вентилятора. С увеличе­нием зазора количество воздуха, перетекающего через него со стороны нагнетания на сторону всасывания, воз­растает и подача вентилятора уменьшается.

Вентиляторы изготавливают одностороннего и дву­стороннего всасывания правого и левого вращения. Если смотреть со стороны входа воздуха, то вентилятор, рабочее колесо которого вращается по часовой стрелке, называется вентилятором правого вращения, против ча­совой стрелки - левого вращения. На вентилятор дву­стороннего всасывания следует смотреть со стороны всасывания, свободной от привода.

Для вентиляторов общего назначения существует семь положений корпуса, опреде­ляемых углом поворота относительно исходного нуле­вого положения. Углы поворота корпуса отсчитывают по направлению вращения рабочего колеса в соответствии с рис. 39. Положения корпуса Пр 225° и Л 225° отсут­ствуют, что объясняется трудностью присоединения сети к такому вентилятору. Корпуса мельничных вентилято­ров могут устанавливаться в 24-х положениях (0-345° через 15°). Дутьевые вентиляторы и дымососы имеют 18 положений корпуса (0-255° через 15°).

 

 

Рис. 39. Положение корпуса радиальных вентиляторов правого (а) и левого (б) вращения

 

Вентиляторы соединяются с электродвигателями од­ним из следующих способов:

- рабочее колесо вентилятора закреплено непосредст­венно на валу электродвигателя; с помощью эластичной муфты;

- клиноременной передачей с постоянным передаточ­ным отношением;

- регулируемой бесступенчатой передачей через гид­равлические или индукторные (электрические) муфты скольжения.

ГОСТ 5976—73 с изм. предусматривает семь кон­структивных схем соединения вентилятора с приводом (рис. 40). Исполнение 1 (так называемый электровен­тилятор) применяется для вентиляторов небольших раз­меров. При этом достигаются компактность установки, ее надежность, относительная бесшумность, а также эко­номичность благодаря отсутствию потерь в передаче.

Исполнения 2 и 4 широкого применения не получили, так как передняя опора и подшипник, установленные во входном отверстии, затрудняют вход воздуха в вен­тилятор.

 

Рис. 39. Положение корпуса радиальных вентиляторов правого (а) и левого (б) вращения

Рис. 40. Конструктивные схемы соединения вентиляторов с электродвигателями:  1 - всасывающий коллектор; 2 - электродвигатель; 3 - эластичная муфта; 4 - клиноременная передача

 

Исполнение 3 рекомендуется при совпадении частот вращения электродвигателя и вентилятора, имеющего рабочее колесо большого диаметра или большой массы.

Исполнения 5 и 7 применяются для вентиляторов дву­стороннего всасывания. При этом обеспечивается большая жесткость конструкции (рабочее колесо располо­жено между подшипниками), но определенные сложно­сти вызывает присоединение к вентилятору всасываю­щих воздуховодов. Поэтому эти схемы исполнения чаще всего применяются при воздухозаборе непосредственно из помещения или при установке вентилятора в откры­той камере.

Исполнение 6 нашло широкое применение, что объяс­няется простотой присоединения вентилятора к сети и тем, что в случае необходимости можно

легко и быст­ро проводить замену приводных ремней.

Помимо рассмотренных можно отметить еще две схемы исполнения, применяемые для так называемых крышных вентиляторов (рис. 41). Отличительными конструктивными особенностями этих вентиляторов являются горизон-

Рис. 41. Схемы исполнения крышных вентиляторов

тальное расположение рабочего колеса 1 и корпу­са 3, в котором выходное отверстие имеет кольцевую форму, и вертикальное расположение электродвигате­ля 2. Эти вентиляторы широко применяются для реше­ния простейших вентиляционных задач. Имея простую и легкую конструкцию, крышные вентиляторы легко монтируются на крышах зданий, т. е. не занимают по­лезной производственной площади. Они имеют сравни­тельно невысокий уровень шума и применяются для вентиляции складов, цехов, заводских помещений, жи­лых зданий, сельскохозяйственных объектов и т. д. Поскольку эти вентиляторы работают практически без сети, их рабочий режим соответствует нулевому или не­большому коэффициенту статического давления и коэф­фициенту подачи, близкому к максимальному.

Крышные вентиляторы следует располагать на рас­стояниях между любой парой вытяжных отверстий с диаметрами  и  не меньших 2,5( + ). Область экономически эффективного использования крышных вентиляторов соответствует теплонапряженности поме­щений q=30 Вт/м³; при q>30 Вт/м³ более эффективно применение вытяжных аэрационных фонарей.

Единая общепринятая классификация радиальных вентиляторов до сих пор не разработана. Однако вен­тиляторы можно классифицировать по отдельным при­знакам: назначению, создаваемому давлению, быстро­ходности, компоновке и т. д.

Радиальные вентиляторы, применяемые практически во всех отраслях народного хозяйства, можно разде­лить на две большие группы: вентиляторы общего на­значения и вентиляторы специального назначения.

Вентиляторы общего назначения предназначены для перемещения воздуха и других газовых смесей, агрес­сивность которых по отношению к углеродистым сталям обыкновенного качества не выше агрессивности воздуха с температурой до 80 °С, не содержащих пыли и других твердых примесей в количестве более 100 мг/м³, а так­же липких веществ и волокнистых материалов. Для вентиляторов двухстороннего всасывания с расположе­нием ременной передачи в перемещаемой среде темпе­ратура перемещаемой среды не должна превышать 60°С. Вентиляторы применяют в системах вентиляции и воздушного отопления производственных, обществен­ных и жилых зданий, а также для других санитарно-технических и производственных целей. Серийно выпус­кают вентиляторы номеров от 2,5 до 20.

В соответствии с ГОСТ 5976—73 с изм. вентиляторы общего назначения имеют обозначение типа, состоящее из буквы Ц (центробежный), пятикратного значения коэффициента полного давления и значений быстроход­ности при режиме , округленных до целых чисел. К этому обозначению добавляют номер вентилятора, численно равный диаметру колеса в дециметрах. Так, вентилятор с диаметром рабочего колеса d = 0,4 м, имеющий при режиме  коэффициент полного давления y = 0,86 и быстроходность  = 70,3, обозначают Ц4-70 № 4. Такое обозначение удобно тем, что позво­ляет по назначению оценить аэродинамические пара­метры вентиляторов.

Вентиляторы Ц4-70 № 2,5; 3,15 (3,2); 4; 5; 6,3; 8; 10 и 12,5 изготовляют по конструктивной схеме исполне­ния 1 с рабочим колесом, непосредственно установлен­ным на валу электродвигателя.

Вентиляторы Ц4-70 № 8; 10; 12,5 и 16 изготовляют по конструктивной схеме исполнения 6 со шкивом для привода посредством клиноременной передачи. Вентиля­торы № 2,5; 3,15 (3,2); 4; 5; 6,3; 8; 10 и 12,5 выпус­каются с промежуточными диаметрами рабочего колеса, что позволяет, не меняя корпус, менять его характери­стику, устанавливая одно из колес: для № 5 и 8-90; 95; 100 или 105 % номинального диаметра; для вентиля­торов № 2,5; 3,15; 4 и 6,3-95; 100 или 105% номи­нального диаметра и для вентиляторов № 10 и 12,5-90; 95 и 100 % номинального диаметра.

Вентиляторы специального назначения применяются для работы в системах пневмотранспорта; для переме­щения среды, содержащей агрессивные вещества, газов с высокой температурой, газопаровоздушных взрыво­опасных смесей и т. д. Эти вентиляторы, в свою очередь можно, разделить на пылевые, коррозионно-стойкие, искрозащищенные, тягодутьевые, малогабаритные, су­довые, шахтные, мельничные и т. д.

Вентиляторы, предназначенные для перемещения воз­духа с различными механическими примесями, назы­ваются пылевыми. В обозначении этих вентиляторов добавлена буква П.

Пылевые вентиляторы типа ЦП7-40 предназначены для перемещения невзрывоопасных неабразивных пылегазовоздушных смесей, агрессивность которых по отно­шению к углеродистой стали обыкновенного качества не выше агрессивности воздуха, с температурой не выше 80°С, не содержащих липких веществ и волокнистых материалов и с содержанием механических примесей в перемещаемой среде до 1 кг/м³.

Пылевые вентиляторы применяются для удаления древесных стружек, металлической пыли от станков, а также в системах пневмотранспорта зерна и для дру­гих целей. Чтобы транспортируемые материалы не за­стревали в рабочем колесе и корпусе, число лопаток колеса должно быть небольшим. Передний диск колеса всегда отсутствует, а передние участки лопаток имеют форму, обеспечивающую сбрасывание попавших в колесо материалов под действием центробежных сил. Боль­шой зазор между входным патрубком и колесом является причиной того, что пылевые вентиляторы имеют более низкий КПД, чем вентиляторы общего назначения.

Номенклатура серийных пылевых вентиляторов невелика: ЦП7-40, ЦП6-46 и ЦП6-45.

Пылевые вентиляторы серии ЦП7-40 имеют сварные бездисковые колеса с шестью лопастями, загнутыми вперед. Боковые стенки корпуса имеют одинаковую кон­струкцию. Симметричная конструкция рабочего колеса и корпуса позволяет собирать из одних и тех же узлов вентиляторы левого и правого вращения.

Рабочее колесо пылевого вентилятора серии ЦП7-40 выполнено в виде шестилопастного однодискового колеса со стальной литой втулкой. Вследствие консольного крепления лопаток к диску и снижения их прочности при неравномерном истирании механическими примесями эти вентиляторы не применяются при боль­ших окружных скоростях, поэтому они развивают срав­нительно невысокие давления и могут применяться в се­тях с небольшим сопротивлением.

Иногда с целью увеличения срока службы лопаток рабочего колеса их поверхности навариваются износо­устойчивыми твердыми сплавами. С этой же целью обе­чайка спирального корпуса может быть покрыта внутри броневыми плитами.     

В конструкциях коррозионно-стойких вентиляторов, предназначенных для перемещения агрессивных смесей, применяются материалы, стойкие к этим смесям (нержа­веющая сталь, титановые сплавы, винипласт, полипропи­лен) либо их проточная часть напыляется антикорро­зионными покрытиями. Такими материалами являются нержавеющая сталь марки 12Х18Н10Т и титановый сплав ВТ 1-0.

Область применения вентиляторов из нержавеющей стали резко ограничена их недостаточно высокими анти­коррозионными свойствами. Для ряда агрессивных сред срок службы этих вентиляторов составляет 4-6 месяцев, а иногда и меньше.        

Пластмассовые вентиляторы, несмотря на более высокие антикоррозионные свойства по сравнению с вентиляторами из нержавеющей стали, обладают рядом существенных недостатков. Это в первую очередь низ­кие прочностные характеристики материалов, что не поз­воляет изготавливать вентиляторы больших размеров, при этом максимальная окружная скорость составляет 31 м/с. Поскольку винипласт неморозостоек, то венти­ляторы из него могут быть установлены только в отап­ливаемых помещениях.

Вентиляторы из титанового сплава могут использо­ваться во всех средах, где происходит пассивация по­верхности в результате образования окислов, гидридов и сульфоокисных соединений титана. Такие вентиляторы нельзя применять в газовоздушных средах, содержащих пары фтористоводородной и плавиковой кислот, фтора и брома, а также сухие хлор и йод. Однако следует от­метить, что решить проблему борьбы с коррозией ти­тановые вентиляторы не могут, так как промышленность выпускает их в ограниченном количестве.

Принципиально новые возможности открываются в связи с применением технологии напыления порош­ковых полимерных материалов в электростатическом поле. При этом нет необходимости в изменении техно­логии изготовления вентиляторов. Достаточно на за­ключительном технологическом этапе заменить процесс их окраски жидкими лакокрасочными материалами про­цессом напыления полимерных порошков.

Перемещение взрывоопасных газовых смесей венти­ляторами общего назначения недопустимо, так как при трении деталей рабочего колеса о корпус возможно по­явление искр, способных поджигать эти смеси. Следо­вательно, для перемещения таких смесей должны при­меняться вентиляторы, изготовленные из материалов, ко­торые при трении или соударении подвижных частей с неподвижными исключали бы возможность появления искр.

В зависимости от уровня защиты от искрообразования искрозащищенные вентиляторы подразделяются на следующие:

- с повышенной защитой от искрообразования, в ко­торых предусмотрены средства и меры, затрудняющие возникновение опасных искр только в режиме их нор­мальной работы. Изготовляются такие вентиляторы или из алюминиевых сплавов, или из разнородных металлов;

- искробезопасные, в которых предусмотрены средства и меры защиты от искрообразования как при нормаль­ной работе, так и при возможном кратковременном тре­нии рабочего колеса о корпус вентилятора. Эти венти­ляторы разработаны на основе алюминиевых сплавов с антистатическим пластмассовым покрытием. Вид покрытия - графитонаполненный полиэтилен или графитонаполненный пентапласт, - выбирается в зависимости от характеристики перемещаемых сред, т. е. от их спо­собности противостоять коррозионному воздействию сред.

Вентиляторы из алюминиевых сплавов выполняются по конструктивному исполнению 1 (ГОСТ 5976-73 с изм.)  и комплектуются взрывозащищенными электро­двигателями. В соответствии с техническими условиями они предназначены для перемещения некоторых газо­паровоздушных взрывоопасных смесей, не вызывающих ускоренной коррозии материалов и покрытий проточной части вентиляторов, не содержащих взрывчатых ве­ществ взрывоопасной пыли, окислов железа, добавоч­ного кислорода, липких веществ и волокнистых мате­риалов с запыленностью не более 100 мг/  и темпе­ратурой не выше 80°С. Температура окружающей среды от -40 до 40°С (до 45°С для тропического исполнения). Вентиляторы из алюминиевых сплавов нельзя при­менять для перемещения газопаровоздушных смесей от технологических установок, в которых взрывоопасные вещества нагреваются выше температуры их самовос­пламенения или находятся под избыточным давлением. Их также не разрешается использовать в качестве хи­мически стойких вентиляторов. Технические данные и область применения таких вентиляторов более подробно приведены в соответствующих технических условиях. В ТУ 22-4942-81 приведен перечень смесей, для пере­мещения которых предназначены эти вентиляторы.

Вентиляторы из разнородных металлов также вы­полняются по конструктивному исполнению 1 (ГОСТ 5976-73 с изм ) и комплектуются взрывозащищенными электродвигателями. В соответствии с техническими ус­ловиями они предназначены для перемещения некото­рых парогазовоздушных взрывоопасных смесей, не вы­зывающих ускоренной коррозии материалов и покрытий проточной части вентиляторов, с запыленностью не бо­лее 100 мг/м³, не содержащих взрывоопасной пыли, взрывчатых веществ, липких и волокнистых материалов.

Температура перемещаемой среды: вентиляторами ис­полнения В1 и И1-03 - 80 °С; вентиляторами исполне­ния В1Ж2 и И1-02 –150°С. Температура окружающей среды от -40 до 40 °С (45 °С для тропического испол­нения).

Вентиляторы из разнородных металлов нельзя при­менять для перемещения парогазовоздушных смесей, со­держащих добавочный кислород, а также для переме­щения смесей от технологических установок, в которых взрывоопасные вещества нагреваются выше температу­ры их самовоспламенения или находятся под избыточным давлением. Технические данные и область применения таких вентиляторов более подробно приведены в соот­ветствующих технических условиях. В ТУ 22-5698-84 приведен перечень смесей, для перемещения которых предназначены эти вентиляторы.

Для перемещения смесей, взрывающихся от удара, вентиляторы применять нельзя. (В этих случаях исполь­зуют эжекторы.)

В зависимости от применения различают два типа тягодутьевых вентиляторов: дымососы и дутьевые.

Дымососы применяют для отсасывания дымовых га­зов с температурой до 200°С из топок пылеугольных котлоагрегатов. Поскольку газы содержат твердые час­тицы золы, вызывающие значительный износ деталей дымососа, лопатки рабочего колеса выполняют утолщен­ными, а внутреннюю поверхность обечайки корпуса по­крывают броневыми листами. Ходовая часть дымосо­сов имеет охлаждающий элемент в виде термомуфты или змеевика охлаждения масла в узле подшипников. По­этому корпуса подшипников ходовой части дымососов изготовляют в виде литых или сварных коробок, внутри которых находится масло, охлаждаемое проточной во­дой, циркулирующей по змеевику.

Применяют дымососы одно- и двухстороннего всасы­вания. Для регулирования работы они оснащаются осе­выми направляющими аппаратами. В обозначении типа дымососов, например ДН-15, буквы обозначают: Д - дымосос; Н - загнутые назад лопатки рабочего колеса; цифры означают диаметр рабочего колеса в дециметрах.

Дутьевые вентиляторы предназначены для подачи воздуха в топочные камеры котлоагрегатов тепловых электростанций или крупных промышленных котельных установок. Так же, как и дымососы дутьевые вентиля­торы выполняют односторонними и двухсторонними. Они также оснащены осевыми направляющими аппаратами. Серийно изготовляют дутьевые вентиляторы номеров 8-36. Вентиляторы горячего дутья типа ВГД и ГД предназначены для подачи первичного воздуха с тем­пературой до 400°С. В обозначении типа дутьевых вен­тиляторов, например ВДН-10, буквы означают: В - вен­тилятор; Д - дутьевой; Н - загнутые назад лопатки ра­бочего колеса.

Конструкция тягодутьевых нагнетателей не рассчи­тана на восприятие нагрузок от массы и теплового рас­ширения подводящих и отводящих участков сети, за и перед ними необходимо устанавливать компенсаторы. Вентиляторы типа ДН и ВДН предназначены для уста­новки в помещении; возможна их эксплуатация вне по­мещения при температуре не ниже -30°С, дутьевые вен­тиляторы допускается устанавливать только после ап­паратов очистки. Подбор тягодутьевых машин следует выполнять в соответствии с данными заводов-изготови­телей.

Мельничные вентиляторы предназначены для пнев­матического транспортирования и неагрессивной уголь­ной пыли в системах пылеприготовления котлоагрегатов, работающих на пылевидном топливе, и для подачи пы­левидного топлива в пылеугольные и муфельные горел­ки. Конструкции этих вентиляторов выполняют с уче­том уменьшения степени износа стенок спирального кор­пуса и рабочего колеса,

Малогабаритные вентиляторы с диаметрами рабочих колес менее 200 мм являются, как правило, встроенны­ми вентиляторами. Будучи частью стационарных и по­движных машин и технологических установок, они долж­ны соответствовать жестким требованиям к габаритам, массе и КПД. Привод таких вентиляторов осуществляет­ся обычно от малогабаритных высокоскоростных элек­тродвигателей с частотой вращения до 20000 мин ^-1, их подача составляет от 1 до 300 л/с, а полное давление - от 200 до 7000 Па.

Судовые вентиляторы используют в системах венти­ляции машинно-котельных отделений, служебных и жи­лых помещений, а также для охлаждения приборов и механизмов. Помимо требований, предъявляемых к вен­тиляторам общего назначения, судовые вентиляторы должны удовлетворять ряд специфических требований: быть виброударостойкими, создавать малый уровень шума, иметь небольшие габариты и массу, устойчиво ра­ботать в условиях крена и дифферента. Наиболее пол­но всем этим требованиям отвечают судовые вентиля­торы с радиальными лопатками рабочего колеса еди­ной серии ЦС.

Шахтные вентиляторы используют в вентиляционных системах шахт и рудников для обеспечения больших расходов и давлений. Радиальные шахтные вентилято­ры применяют в основном в вентиляторных установках главного проветривания, расположенных на поверхности земли и перемещающих весь воздух, проходящий по шахте или ее крылу. Серийно выпускают вентиляторы больших номеров - № 11; 16; 25; 32 и 47.

Вентиляторы главного проветривания работают в се­ти с переменным сопротивлением, поэтому они имеют следующие устройства для экономичного регулирования: осевой направляющий аппарат, регулируемый привод, поворотные закрылки лопаток рабочего колеса и др. На входе в вентилятор устанавливают двойной поворот, входную коробку и тройник, на выходе из вентилято­ра - диффузор, поворотное колено, выходную коробку. Таким образом, вентилятор фактически является частью вентиляторной установки. Поэтому в каталогах, как пра­вило, приведены аэродинамические характеристики вен­тиляторных установок, полученные в натурных условиях или при испытаниях полупромышленных моделей венти­ляторов с присоединенными элементами.

В зависимости от полного давления, создаваемого при номинальном режиме, в соответствии с ГОСТ 5976-73 с изм. вентиляторы подразделяют на вентиля­торы низкого, среднего и высокого давления.

Вентиляторы низкого давления создают полное дав­ление до 1000 Па. К ним относятся вентиляторы боль­шой и средней быстроходности, у которых рабочие коле­са имеют широкие листовые лопатки. Допустимая окруж­ная скорость для таких колес не превышает 50 м/с.

Вентиляторы среднего давления создают полное дав­ление до 3000 Па. Лопатки этих вентиляторов могут быть загнуты как по направлению вращения колеса, так и против направления его вращения. Максимальная окружная скорость рабочего колеса может достигать 80 м/с.

Вентиляторы высокого давления создают полное дав­ление свыше 3000 Па.

Рабочие колеса вентиляторов, создающих давление до 1000 Па, как правило, имеют лопатки, загнутые назад, так как они более эффективны. В случае широ­ких колес применяют профильные лопатки с плоским или слегка наклонным передним диском.

Полное давление более 10000 Па могут создавать лишь вентиляторы малой быстроходности с узкими рабо­чими колесами, напоминающими компрессорные. Их окружная скорость при соответствующем конструктив­ном исполнении может достигать 200 м/с. Такие венти­ляторы находят применение в системах с небольшими расходами воздуха и значительным сопротивлением.

По быстроходности вентиляторы делят на вентиля­торы большой ( >60), средней ( =30-60) и малой ( <30) быстроходности.

Вентиляторы большой быстроходности имеют широ­кие рабочие колеса с небольшим числом загнутых назад лопаток. Коэффициент давления y<0,9. Максимальный КПД может достигать 0,9.

К вентиляторам средней быстроходности относятся как вентиляторы с колесом барабанного типа с загну­тыми вперед лопатками и большим диаметром входа, у которых коэффициенты давления близки к максималь­но возможным (y » 3), а КПД достигает лишь 0,73, так и вентиляторы, имеющие рабочие колеса значительно меньшей ширины с загнутыми назад лопатками, неболь­шими коэффициентами давления (y » 1) и КПД, дости­гающим 0,87.

Вентиляторы малой быстроходности имеют неболь­шие диаметры входа, довольно узкие рабочие колеса, небольшую ширину и раскрытие спирального корпуса. Лопатки колеса могут быть загнуты вперед и назад. КПД этих вентиляторов не превышает 0,8.

В зависимости от компоновки вентиляторы могут быть разделены на переносные, полустационарные и ста­ционарные.

Переносные вентиляторы изготовляются с односто­ронним входом и имеют цельную конструкцию (ходовая часть, корпус, а иногда и электродвигатель монтируют­ся на общей жесткой стойке). Простота монтажа и де­монтажа таких вентиляторов является существенным их преимуществом перед другими вентиляторами. К недостаткам переносных вентиляторов следует отнести отсут­ствие у них устройств для регулирования, что снижает их эксплуатационные качества. Кроме того, для осмотра и ремонта рабочего колеса эти вентиляторы нужно от­соединить от сети. Такую компоновку имеют обычно вен­тиляторы общего назначения.

Полустационарные вентиляторы делают с одно- и двухсторонним всасыванием. Ходовая часть и электродвигатель этих вентиляторов монтируются на общей раме. Корпус присоединяется к раме или устанавли­вается непосредственно на фундаменте с расположением выходного отверстия в любом нужном направлении. Ре­гулирование подачи осуществляется с помощью направ­ляющего аппарата. Для привода могут быть использо­ваны многоскоростные электродвигатели.

Характерной особенностью конструкции полустацио­нарных вентиляторов является то, что осмотр и ремонт их производятся без отсоединения от сети. Эти вентиля­торы применяются для главного и шурфового проветри­вания шахт и рудников, в качестве дымососов и дутье­вых вентиляторов, а также для общепромышленного назначения.

Стационарными выполняются крупные шахтные и рудничные вентиляторы и дымососы ТЭЦ и наиболее крупные вентиляторы общего назначения.

Конструктивной особенностью стационарных вентиля­торов является то, что корпус, ходовая часть, стойка и электродвигатель взаимно связаны только фундамен­том. Регулирование осуществляется осевыми или упро­щенными направляющими аппаратами. Корпус стацио­нарного вентилятора устанавливается только в одном определенном положении. При свободном выходе воз­душного потока в атмосферу к выходному отверстию вентилятора присоединяют диффузор. Стационарные вен­тиляторы менее металлоемки, но монтаж их более сло­жен и требует больших первоначальных затрат. Такие установки определяются только при большом сроке их службы. Осмотр и ремонт их осуществляются без отсое­динения от сети.

Центробежные насосы

 

Центробежные насосы составляют весьма обширный класс насосов. Перекачивание жидкости или создание давления производится в центробежных насосах вращением одного или нескольких рабочих колес. Большое чис­ло разнообразных типов центробежных насосов, изго­товляемых для различных целей, может быть сведено к небольшому числу основных их типов, разница в кон­структивной разработке которых продиктована в основ­ном особенностями использования насосов.

Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы с горизон­тальным расположением вала и рабочим колесом одно­стороннего входа. Привод насосов этого типа, помимо электродвигателя, может осуществляться бензи­новыми двигателями внутреннего сгорания.

Одноступенчатые насосные установки могут быть обо­рудованы насосами консольного типа - типа К (рис. 42) с приводом от электродвигателя через соединительную муфту, предназначенными для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей.

 

Рис. 42. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К

Насос типа К состоит из корпуса 2, крышки 1 кор­пуса, рабочего колеса 4, узла уплотнения вала и опор­ной стойки. Крышка корпуса отлита за одно целое со всасывающим патрубком насоса. Рабочее колесо за­крытого типа закреплено на валу 9 насоса с помощью шпонки и гайки 5. У насосов мощностью до 10 кВт рабочие колеса неразгруженные, а у насосов мощностью 10 кВт и выше разгруженные от осевых усилий. Разгрузка осуществляется через разгрузочные отвер­стия в заднем диске рабочего колеса и уплотнительный поясок на рабочем колесе со стороны узла уплотнения. Благодаря разгрузке снижается давление перед узлом уплотнения вала насоса.

Для увеличения ресурса работы насоса корпус (только у насосов мощностью 10 кВт и выше) и смен­ные корпуса (у всех насосов) защищены сменными уплотняющими кольцами 3. Небольшой зазор (0,3-0,5 мм) между уплотняющим кольцом и уплотнительным пояском рабочего колеса препятствует перетоку перекачиваемой насосом жидкости из области высоко­го давления в область низкого давления, благодаря че­му обеспечивается высокий КПД насоса.

Для уплотнения вала насоса применяют мягкий на­бивной сальник. Для повышения ресурса работы насоса и предотвращения износа вала в зоне узла уплотнения на вал надета сменная защитная втулка 7. Набивка сальника 6 поджимается крышкой сальника 8. Опор­ная стойка представляет собой опорный кронштейн 10, в котором в шарикоподшипниках 11 установлен вал насоса. Шарикоподшипники закрыты крышками. Смаз­ка шарикоподшипников консистентная.

Рабочие колеса одностороннего всасывания подвер­жены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо.

Если в одноступенчатых насосах одностороннего вса­сывания осевая сила может быть надежно воспринята упорным подшипником, то это будет самым экономич­ным решением. В противном случае необходимо при­нять меры для уменьшения осевой силы, действующей на упорный подшипник. Это уменьшение может быть достигнуто только при понижении КПД насоса.

Одноступенчатые насосы имеют ограниченный напор. Поэтому когда необходимый напор насоса не может быть создан достаточно экономично одним рабочим ко­лесом, в конструкции многоступенчатого насоса при­меняют ряд последовательно расположенных колес.

Задача уравновешивания осевых сил для многосту­пенчатых насосов является особенно важной из-за бо­лее высоких напоров этих насосов и суммирования осе­вых сил, действующих на отдельные ступени. Одним из способов уравновешивания осевых сил многоступенча­тых насосов является применение самоуста­навливающейся гидравлической пяты. Принцип работы этой пяты состоит в следующем. Все рабочие колеса расположены так, что поток при входе в них направлен в одну и ту же сторону. За колесом последней ступени находится разгрузочная камера, сообщаемая через па­трубок с полостью всасывания, находящейся перед пер­вым колесом. Осевая сила стремится переместить ро­тор, а следовательно, и гидравлическую пяту в сторону всасывающего патрубка. При этом осевой зазор между гидравлической пятой и торцом втулки уменьшится, вследствие чего уменьшится давление в разгрузочной камере. Тогда под действием полного давления пята начнет перемещаться в обратную сторону до тех пор, пока не наступит равновесие сил, действующих на гид­равлическую пяту.

В ряде случаев для разгрузки насосов от осевого усилия используются многоступенчатые насосы со встречным расположением колес. Жидкость по­ступает из первой ступени во вторую по внутреннему каналу. Разъем корпуса продольный. Напорный и вса­сывающий трубопроводы присоединены к нижней части корпуса, что облегчает осмотр и ремонт насоса. Уплот­няющие зазоры рабочих колес выполнены между смен­ными уплотняющими кольцами, защищающими корпус и рабочие колеса от износа. Фиксация ротора в осевом направлении осуществляется радиально-упорными ша­рикоподшипниками, расположенными в правом подшип­нике. Расположенный со стороны всасывания сальник имеет кольцо гидравлического затвора, к которому жидкость подводится по трубке, идущей из отвода пер­вой ступени. Сальник, расположенный справа, уплот­няет подвод второй ступени. Жидкость подводится под напором, создаваемым отводом первой ступени.

В теплоэнергетике для обеспечения энергетического цикла используют более 20 различных видов насосов. Насосное оборудование теплоэлектростанций среди вспомогательного оборудования занимает первое место.

Если в качестве основного признака принять назна­чение насоса, то насосы можно разделить на две группы: 1) тесно связанные с работой основного эксплуатацион­ного оборудования ТЭС; 2) разного назначения, пред­назначенные для технических целей. К первой группе насосов относятся те, которые заняты на следующих основных циклах работы: циркуляции воды (циркуля­ционные и рециркуляционные насосы), приготовления питательной воды (конденсатные насосы), теплопереда­чи (сетевые и бойлерные насосы), регулирования (на­гнетательные насосы для питания серводвигателей ре­гуляторов паровых турбин). Ко второй группе насосов относятся дренажные, пожарные, хозяйственные и др.

К наиболее ответственным насосам, непосредственно влияющим на надежность и экономичность работы электростанции, относятся питательные, конденсатные, циркуляционные, сетевые и багерные.

Конденсатные насосы всех типов имеют принципиальное конструктивное исполнение. Это цент­робежные двухкорпусные вертикальные насосы спирального типа.

 Довольно часто при проектировании автоматизиро­ванных линий систем водяного отопления используют электрические насосы типа ЦВЦ, устанавли­ваемые прямо на трубопроводе. Центробежные водяные циркуляционные насосы являются малошумными и предназначены для обеспечения водяного отопления. Насосы представляют собой малогабаритную моноблоч­ную конструкцию со встроенным асинхронным короткозамкнутым электродвигателем. Рабочее колесо бессальникового насоса устанавливается консольно на ва­лу электродвигателя. Ротор двигателя с радиально-упорными подшипниками скольжения вращается непо­средственно в перекачиваемой воде, которая одновре­менно служит смазкой для них и охлаждающей средой.

Насосы устанавливаются непосредственно на тру­бопроводе, что существенно упрощает их монтаж и экс­плуатацию и позволяет обходиться без специального фундамента. В зависимости от типоразмера насосы соединяются с трубопроводом с помощью ниппельных или фланцевых соединений. Насосы ЦВЦ используются для подачи в теплосеть воды с температурой до 100°С.

Сетевые насосы предназначены для питания тепло­фикационных сетей. Они устанавливаются либо непо­средственно на электростанции, либо на промежуточ­ных перекачивающих насосных станциях. В зависимо­сти от теплового режима сети насосы должны надеж­но работать при значительных колебаниях температуры перекачиваемой воды в широком диапазоне подач. Как правило, насос и электродвигатель устанавливаются на отдельных фундаментах.

Бустерные насосы предназначены для подачи воды из деаэратора к питательным насосам турбоагрегата с давлением, необходимым для предотвращения кавита­ции в питательных насосах.

Подбор насосов осуществляется с помощью катало­гов, в которых обычно приведены сведения о назначе­нии и области применения насосов, краткое описание конструкции, технические и графические характеристи­ки, чертежи общих видов насосов и насосных агрега­тов с указанием габаритов и присоединительных разме­ров.

Проектным организациям рекомендуется пользовать­ся каталогом только при техническом проектировании. Вводится новый ГОСТ «Насосы центробежные кон­сольные с осевым входом для воды». При рабочем про­ектировании за уточненными данными необходимо об­ращаться на заводы-изготовители.

При выборе насоса следует учитывать, что требуе­мые режимы работы (подача и напор) должны нахо­диться в пределах рабочей области его характеристики.

Для иллюстрации рассмотрим метод подбора насосов типа К. Типоразмер насоса выбирают по макси­мально необходимой подаче и сопротивлению системы, в которую устанавливают насос, при этой подаче. По подаче и напору на сводном графике полей Q-H предварительно выбирают насос требуемого типоразмера, а затем по графической характеристике уточняют правильность выбора.

По графической характеристике и таблице «Техни­ческая характеристика» определяют необходимый диа­метр рабочего колеса насоса, кривая напора которого должна проходить через точку заданных параметров по подаче и напору или быть несколько выше ее.

При выборе насоса очень важно обеспечить его бескавитационную работу. Для этого необходимо убедить­ся, что выбранный насос по своим кавитационным каче­ствам соответствует системе, в которую его устанав­ливают. Кавитационный запас системы

                               ,

где - абсолютное давление, Па, на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого ведется откачивание;  - давление, Па, насыщенных паров перекачиваемой жидкости при рабочей тем­пературе; g - удельный вес перекачиваемой жидкости, Н/м³;  - суммарные потери напора, м, во всасывающем трубопроводе при максимально необходимой подаче;  - геометрическая высота вса­сывания (геометрический подпор), м.

Величина  равна расстоянию по вертикали от оси вала насоса до уровня жидкости в резервуаре, из кото­рого ее откачивают. Она имеет знак «плюс» при рас­положении насоса выше уровня жидкости (высота вса­сывания) и знак «минус» при установке насоса ниже уровня жидкости (подпор).

Допускаемый кавитационный запас насоса и мощность насоса определяют по графической характе­ристике насоса выбранного типоразмера при максималь­но необходимой подаче.

Насосы типа К в зависимости от диаметра рабочего колеса комплектуют различными по мощности электро­двигателями. Мощность требуемого электродвигателя  определяют из равенства:

                                    ,

где k - коэффициент запаса; N - мощность насоса на номинальном режиме (в расчетной точке), кВт.

Коэффициент запаса рекомендуется принимать сле­дующим:

k                   1,3   1,25 1,2   1,15

, кВт     до 4  4-20 20-40 <40

По назначению  подбирают ближайший больший по мощности комплектующий электродвигатель.

 

Центробежные компрессоры

 

В центробежных компрессорах (турбокомпрессорах) давление газа повышается при непрерывном его дви­жении через проточную часть машины в результате ра­боты, которую совершают лопатки рабочего колеса компрессора. Центробежные компрессоры применяются для сжатия газов до давления 0,8 МПа (8 ат). По срав­нению с поршневыми центробежные компрессоры имеют ряд преимуществ. Вследствие отсутствия возвратно-по­ступательного движения частей они не требуют тяже­лого фундамента; ротор их вращается с постоянной угловой скоростью, а движущиеся детали соприкасают­ся с неподвижными деталями только в подшипниках, что позволяет использовать более дешевые быстроход­ные двигатели. Центробежные компрессоры более ком­пактны. Основной недостаток центробежных компрессо­ров по сравнению с поршневыми заключается в том, что степень повышения давления в одной ступени компрессора зависит от физических свойств газа, в первую очередь от его плотности. При сжатии легких газов до значительных давлений требуется большое число сту­пеней. Поэтому для обеспечения требуемой жесткости вала необходимо иметь многокорпусную машину. Цент­робежные компрессоры, как правило, представляют со­бой многоступенчатую машину.

На рис. 43 показана в разрезе ступень центробеж­ного компрессора. Находящемуся между лопатками га­зу при вращении рабочего колеса сообщается враща­тельное движение, в результате чего газ под действием центробежной силы движется к периферии колеса. За­тем газ попадает в диффузор, площадь которого увели­чивается с увеличением радиуса, скорость частичек га­за при этом снижается, а давление возрастает. Для повышения эффективности работы диффузора по пре­вращению кинетической энергии в потенциальную слу­жат диффузорные лопатки, упорядочивающие движе­ние газа.

При вращении рабочего колеса в зонах, располо­женных у оси вращения, давление газа становится меньше, чем во всасывающем трубопроводе, вследствие чего образуется непрерывный поток газа через проточ­ную часть колеса и диффузор. При работе одного ко­леса и диффузора, образующих ступень центробежного компрессора, где происходит одноступенчатое сжатие газа, степень сжатия невелика и составляет не более 1,2.

Для получения высокой степени сжатия газа e ис­пользуют несколько ступеней компрессора. Конструк­тивно это обеспечивается установкой на одном валу не­скольких рабочих колес, располагаемых в одном кор­пусе. В этом случае газ поступает в следующую сту­пень по каналам, образованным лопатками направляю­щего аппарата.

Общая степень сжатия центробежного компрессора определяется степенью сжатия его отдельных ступе­ней и определяется отношением давления на выхо­де из компрессора к давлению на входе.

Известно, что при сжатии газ нагревается, поэтому при использовании многоступенчатых компрессоров не­обходимо решить проблему охлаждения. Существуют два способа охлаждения: внутренний и внешний. При внешнем охлаждении газ, прежде чем попадает в сле­дующую ступень, проходит через холодильник, а при внутреннем охлаждении корпус холодильника имеет «рубашку», через которую прокачивается охлаждаю­щаяся вода. Обычно корпус холодильника представля­ет собой органически связанную с кожухом турбокомп­рессора часть конструкции.

Большинство современных машин имеет внешнее охлаждение. Промежуточные холодильники присоединя­ются либо к нижней части корпуса компрессора, либо к обеим частям корпуса. Охлаждаемый газ протекает в межтрубном простран­стве холодильника, а в трубах протекает охлаждаю­щая вода.

По сравнению с внутренним охлаждением компрессо­ров основным преимуществом внешнего охлаждения яв­ляется более интенсивное охлаждение газа, так как площадь поверхности охлаждения промежуточного хо­лодильника значительно больше, чем у водяной ру­башки.

Наиболее простыми по конструкции являются одно­ступенчатые центробежные компрессоры, на которых хо­лодильники не монтируются.

Одной из основных частей центробежных компрес­соров с внешним охлаждением являются компрессоры, сжимающие воздух для пневматического оборудования и инструментов. Давление нагнетания в этих машинах составляет 0,6-0,9 МПа. В воздушном центробежном компрессоре подачей 5,5 м³/ч и давлением нагнетания 0,8 МПа воздух отводится в промежуточные холодильники, установленные после второй и четвертой ступеней через асимметричные спиральные отводы. Промежуточные холодильники расположены с одной стороны компрессора.

При эксплуатации центробежных компрессоров час­то возникает необходимость изменения их подачи в весьма широких пределах. Помимо этих требований не­обходимо обеспечивать также определенную зависи­мость между давлением и подачей. Так, например, для работы пневматических инструментов необходимо под­держивать в сети определенное давление независимо от изменения подачи. Для компрессоров, нагнетающих воздух в доменные печи, требуется поддержание задан­ной подачи при изменении давления, которое зависит от сопротивления слоя шихты в печи, толщина которо­го изменяется в зависимости от хода технологического процесса.

Регулирование центробежного компрессора по суще­ству является изменением положения рабочей точки. Это изменение можно осуществлять изменением либо характеристики компрессора, либо характеристики сети.

 

Рис. 43. Схема ступени центробежного компрессора: 1 - рабочее колесо; 2 - лопатки; 3 - кольцевой отвод; 4 - диффузорные лопатки

 

Наиболее распространенными способами регулирова­ния работы компрессоров являются: изменение часто­ты вращения ротора, изменение проточной части и дрос­селирование.

Если посмотреть на напорную характеристику 4 центробежного компрессора (рис. 44), то можно уви­деть, что с уменьшением подач и происходит постепен­ное сжатие газа до давления . Дальнейшее умень­шение подачи приводит к уменьшению давления. Теоретически оно должно падать вдоль пунктирной линии. На практике этого не происходит. Как только давле­ние достигает значения , периодически происходит возврат газа из области нагнетания в область всасыва­ния, сопровождающийся интенсивными ударами, часто­та которых зависит от давления сжатия, плотности га­зов, емкости сети и т. д. Это явление называется помпажем в компрессоре. Точка на характеристике, в ко­торой начинается помпаж, называется границей помпажа. При большом сжатии газа при помпаже возни­кают такие удары, что эксплуатация турбокомпрессора становится невозможной.

 

Рис. 44. Напорная характеристика центробежного компрессора и линии регулирования:  1 - для p = const; 2 - для p = f(Q); 3 – для Q = const

При отборе потребителем небольших количеств га­за, когда подача компрессора меньше критической и лежит в помпажной зоне, необходимо применять антипомпажное регулирование, сущность которого состоит в следующем. Если требуемая подача компрессора  меньше , то компрессор настраивают на подачу , которая больше  и лежит в устойчивой зоне. Раз­ность расхода, равная -  перепускается из линии нагнетания в линию всасывания или выбрасывается в атмосферу. Антипомпажное регулирование осуществля­ется только в автоматическом режиме специальными антипомпажными регуляторами. Основное отличие ре­гулирования турбокомпрессоров от регулирования поршневых компрессоров заключается в том, что изме­нение давления, под влиянием которого должен пере­ставляться регулятор, сравнительно невелико. Поэтому в большинстве случаев приходится прибегать к вспомо­гательным устройствам. Обычно такими вспомогатель­ными устройствами являются либо масляные сервомоторы, либо мультипликаторы, когда регулирование свя­зано с изменением подачи.

Случаю, когда компрессор должен обеспечивать по­стоянное давление независимо от расхода, будет отве­чать характеристика, соответствующая на рис. 44 пря­мой 1; а случаю, когда расход при изменяющемся дав­лении постоянен, - прямая 3.

Помимо отмеченных основных случаев возможен и третий, когда требуется регулирование давления нагне­тания в зависимости от подачи. В этом случае для под­держания определенного давления у потребителя не­обходимо регулировать давление газа за компрессором. Требуемая характеристика компрессора соответствует кривой 2.

На практике выбор способа регулирования зависит от конструкции компрессора и типа привода. Если комп­рессор имеет привод с регулируемой частотой враще­ния, то это позволяет регулировать частоту вращения ротора компрессора. При повышении частоты враще­ния ротора конечное давление и мощность увеличива­ются, при ее уменьшении давление и мощность снижа­ются. Регулирование изменением частоты вращения ро­тора является наиболее точным и экономичным.

Для центробежных компрессоров, имеющих в каче­стве привода асинхронный двигатель, чаще всего при­меняют регулирование дросселированием газа на вса­сывании. При этом способе регулирования с помощью дроссельной заслонки снижается давление всасывания в компрессор, в результате чего достигается снижение давления нагнетания до требуемого значения. Давление во всасывающем трубопроводе перед дроссельной за­слонкой остается постоянным.

Регулирование изменениями в проточной части цент­робежного компрессора заключается в установке перед входом газа в рабочее колесо лопаток, снабженных ме­ханизмом поворота, и повороте лопаток диффузора. Этот способ регулирования основан на том, что если поток газа направляющими лопатками перед входом в рабочее колесо предварительно поворачивается в на­правлении вращения колеса, то степень сжатия будет ниже, чем при радиальном входе, и наоборот. Этот спо­соб не получил до настоящего времени широкого рас­пространения из-за значительного усложнения конст­рукции компрессора.

 

Осевые вентиляторы

 

Осевым вентилятором называется вентилятор, в ко­тором воздух (или газ) перемещается вдоль оси рабо­чего колеса, вращаемого двигателем (рис. 45). Как и у радиальных вентиляторов, характеристики осевых вен­тиляторов показывают зависимость давления и мощно­сти на валу и КПД от подачи.

Полную характеристику обычно получают экспери­ментальным путем при постоянной частоте вращения рабочего колеса. Пересчет параметров работы на дру­гие частоты вращения производится по за­висимостям. Форма характеристики опреде­ляется конструкцией и аэродинамическими свойствами вентилятора. В отличие от радиальных характеристика давления осевых нагнетателей часто имеет седлообраз­ную форму.

На основе полных характеристик (рис. 46), ис­пользуя формулы пересчета, получают универсальные характеристики осевых вентиляторов - индивидуальные, совмещенные и безразмерные.

Безразмерные параметры (коэффициенты), характе­ризующие вентилятор, относятся к его внешнему диа­метру или к окружной скорости на внешнем диаметре. Эти параметры меняются вдоль радиуса. Например, коэффициент давления yб изменяется обратно пропор­ционально радиусу.

Аэродинамические схемы. Под аэродинамической схе­мой осевого вентилятора подразумевается совокупность признаков и параметров, однозначно характеризующих проточную часть машины: число ступеней, равное чис­лу рабочих колес; тип схемы, зависящей от наличия аппаратов, и их расположение по отношению к рабоче­му колесу; относительный диаметр втулки; число ло­паток колеса и аппаратов, их углы установки.

 

Рис. 45. Схема осевого вентилятора: 1 - корпус; 2 – рабочее колесо; 3 - обтекатель

В тех случаях, когда по условиям компоновки вен­тилятора перед ним образуется неравномерный по се­чению входа поток, входной направляющий аппарат будет уменьшать эту неравномерность и ее неблаго­приятное влияние на работу вентилятора.

 

Рис. 46. Полная аэродинамическая  характеристика осевого вентилятора

К многоступенчатым вентиляторам относятся также вентиляторы встречного вращения, у которых рабочие колеса вращаются в противоположных направлениях, а аппарат между ними отсутствует. Получив энергию в первом колесе, закрученный поток поступает во второе колесо, которое закручивает его в противоположном направлении, продолжая передавать ему энергию. Эти вентиляторы могут иметь входной и выходной аппа­раты.

По назначению осевые вентиляторы делят на венти­ляторы общего назначения и специальные. Вентилято­ры общего назначения предназначены для перемещения чистого или мало запыленного воздуха, не содержащего взрывоопасных веществ, липкой, волокнистой и цемен­тирующей пыли и агрессивных веществ при темпера­туре до 40°С. Температурный предел принят из тех соображений, что при более высоких температурах зна­чительно ухудшаются условия теплоотдачи обмоток электродвигателя, находящегося обычно в потоке пере­мещаемого газа.

К специальным вентиляторам относят вентиляторы, не используемые в обычных системах общеобменной вентиляции гражданских и промышленных зданий. Это вентиляторы, используемые для перемещения взрыво­опасных и агрессивных примесей, шахтные вентилято­ры и вентиляторы тоннельной вентиляции, потолочные вентиляторы, вентиляторы градирен, вентиляторы, встроенные в технологическое оборудование, и т. д.

Для перемещения взрывоопасных примесей приме­няют вентиляторы, выполненные из разнородных металлов: проточная часть выполнена из стали (рабочее колесо) и латуни (в корпусе имеется обечайка в зоне расположения рабочего колеса). При этом перемещае­мая среда не должна иметь температуру выше 40°С, вызывать ускоренную коррозию материалов проточной части вентиляторов, содержать пыль и другие твердые примеси в количестве более             10 мг/м³, а также взрыво­опасную пыль, липкие и волокнистые материалы.

Шахтные осевые вентиляторы используют в системах вентиляции подземных выработок. Вентиляторы местно­го проветривания предназначены для установки под землей в шахтах и рудниках и служат для проветри­вания тупиковых выработок, а также шахтных стволов и околоствольных выработок при их проходке. К мест­ным вентиляторам предъявляют требования взрыво-безопасности, компактности, минимальной массы, устой­чивости работы в широком диапазоне расходов возду­ха, простоты обслуживания и транспортабельности. Вентиляторы главного проветривания предназначены для обеспечения свежим воздухом шахт горнодобывающей промышленности. Их располагают на поверх­ности и они перемещают все количество воздуха, про­ходящего по вентиляционной сети шахты. Шахтные вентиляторные установки работают в основном на всасы­вание.

Вентиляторы тоннельной вентиляции служат для удаления выделяющихся в процессе эксплуатации теп­лоты, влаги, пыли и газов, а также поддержания в транс­портных тоннелях требуемых метеорологических усло­вий и химического состава воздуха. Работа вентиляторных установок тоннельной вентиляции сопровождается поршневым воздействием транспортных средств (поез­дов метрополитена и железнодорожных поездов, авто­мобильного транспорта).

Потолочные вентиляторы (фены) обычно применяют для турбулизации воздушной среды в помещениях, но иногда их используют для создания локального душирующего эффекта (в тех случаях, когда обеспечить тре­буемую подвижность воздуха вследствие его перемеши­вания невозможно).

По направлению вращения лопастного колеса венти­ляторы могут быть правыми и левыми. Если смотреть со стороны входа воздуха, то у вентиляторов правого вращения колесо вращается по часовой стрелке.

Номер вентилятора определяет его размер, т. е. диа­метр рабочего колеса, выраженный в дециметрах.

Номенклатура осевых вентиляторов, выпускаемых нашей промышленностью для использования в промыш­ленных и гражданских зданиях, довольно ограничена и включает вентиляторы типа В-06-300 (№ 4; 5; 6,3; 8; 10 и 12,5) и В-2, 3-130 (№ 8; 10 и 12,5). Из разнород­ных металлов выпускаются вентиляторы лишь типа В-06-300 (№ 5; 6,3; 8; 10 и 12,5). В крышной модифи­кации выпускается осевой вентилятор с колесом Ц3-04 (№ 4; 5 и 6,3), При этом рабочее колесо вращается в горизонтальной плоскости; приводом служит верти­кально расположенный электродвигатель.

Номенклатура шахтных вентиляторов и вентилято­ров тоннельной вентиляции довольно обширна и приве­дена в специальных справочных руководствах. Отличи­тельной особенностью этих вентиляторов (по сравне­нию с вентиляторами общего назначения) является вы­сокая подача. Например, вентилятор типа ВОМД-24 (осевой двухступенчатый реверсивный с диаметром ра­бочих колес 2400 мм), применяемый для реверсивной вентиляции метрополитена, имеет подачу: при прямом ходе - 70 000-250 000 м³/ч, при реверсивном - 60000-200000 м³/ч.

В связи с осевым направлением потока непосредст­венное присоединение нагнетателя к трубопроводу яв­ляется самым простым конструктивным решением. При входе в корпус чаще всего устанавливается очерченный плавной кривой коллектор. Если же перед нагнетате­лем имеется достаточно длинный трубопровод (такого же диаметра, что и корпус), то коллектор, естественно, становится ненужным. Следует заметить, что при очень длинных трубопроводах ( >5d) наличие погранично­го слоя на стенках трубы может привести к значитель­ному вытягиванию профиля скоростей и нарушению ра­боты нагнетателя. В связи с этим желательно цилинд­рические участки на подводах к нагнетателю делать больших, чем у нагнетателя, диаметров.

Для вентиляторных установок, работающих на вса­сывание, присоединительными элементами к сети мо­гут быть:

- входная коробка или входное колено для присоеди­нения вентилятора к каналу, идущему от устья венти­ляционной шахты;

- выходная часть, состоящая из примыкающего к вен­тилятору диффузора и поворотного участка за ним. Иногда за диффузором устанавливается шумоглуши­тель.

Насосы с диаметром лопастей более 1 м имеют под­вод в виде колена, небольшие насосы - камерный под­вод.

При построении эффективной рабочей характеристи­ки нагнетателя следует учитывать наличие различных колен и коробок, с помощью которых нагнетатель при­соединяется к сети.

В зависимости от схемы вентиляторов, угла уста­новки лопастей их рабочих колес и относительного диаметра втулки их характеристики могут иметь раз­личную форму (рис. 47). При малых углах установки лопастей (10-15°) характеристики давления обычно монотонны (кривая 1).

 

Рис. 47. Различные виды характеристик давления осевых вентиляторов

При увеличении угла установки характерно появле­ние максимума давления и седловины (кривая 2), отчего вся характеристика делится на левую - нерабочую и правую - рабочую ветви. При работе на левой ветви могут образовываться вращающиеся срывные зоны, угловая скорость которых отли­чается от скорости вращения рабочего колеса, что при­водит к возникновению переменных нагрузок на лопа­сти и вибрации. При еще больших углах установки происходит разрыв характеристики давления (кри­вая 3).

Если на характеристике имеется глубокая седлови­на или разрыв, то режим работы при соответствующих подачах становится неустойчивым и возникает вероят­ность помпажных явлений, связанных с сильными коле­баниями подачи и давления, что в некоторых случаях может вывести вентилятор из строя.

При использовании нагнетателей, имеющих харак­теристику с разрывом, наименьшая допустимая подача обусловливается положением точки разрыва, в то вре­мя как наибольшая - выбирается из условия обеспече­ния минимально допустимого значения КПД. Это об­стоятельство приводит к уменьшению диапазона подач, который возможен для данного вентилятора. Работа вентилятора в области, расположенной правее макси­мума давления, исключает опасность как появления вращающихся срывных зон, так и возникновения помпажа.

В условиях эксплуатации часто требуется, чтобы установка обеспечивала такой диапазон режимов работы, который невозможно получить с помощью характеристики, соответствующей фиксированным углам уста­новки лопастей вентилятора и принятой частоте враще­ния рабочего колеса. В этих условиях выполняется ре­гулирование вентилятора одним из следующих способов:            1) изменение частоты вращения лопастного колеса; 2) поворот лопастей рабочего колеса; 3) поворот лопа­ток входного направляющего аппарата;                4) дросселиро­вание.

Последний способ регулирования, как и для ра­диальных вентиляторов, самый неэкономичный, так как затраты мощности мало изменяются при уменьшении подачи.

Применение способа регулирования поворотом ло­пастей рабочего колеса определяется двумя фактора­ми: безопасностью работы и экономичностью (при па­раллельном включении учитывается также устойчивость работы).

Осевые вентиляторы с поворотными лопастями ко­лес обладают способностью значительной (до 50 %) ре­гулировки подачи, с сохранением при этом оптималь­ного значения КПД. Однако при этом способе регули­рования требуется вентилятор особой конструкции, поз­воляющей изменять в известных пределах угол уста­новки лопастей его рабочего колеса. Практически изме­нение угла поворота происходит в диапазоне от 15 до 45°.

Регулирование изменением частоты вращения лопа­стного колеса, хотя и является самым экономичным способом регулирования, применяется очень редко из-за сложности практического осуществления приводного устройства.

Наиболее рациональный способ регулирования в каждом конкретном случае выбирается с учетом всех показателей.

3.7. Осевые насосы

 

Современная тепловая электростанция потребляет боль­шое количество воды, подаваемой циркуляционными на­сосами и используемой для охлаждения оборудования и других технических целей.

Широкое применение получили осевые насосы.

В осевых насосах рабочее колесо выполняется, как правило, погружного типа, т. е. располагается ниже уровня жидкости в приемном резервуаре, а приводной двигатель устанавливается выше этого уровня для ис­ключения его затопления. Поэтому чаще всего осевые насосы бывают вертикального исполнения.

Рис. 48. Схема осевого насоса

На рис. 48 приведена схема рабочего органа осе­вого насоса. В корпусе 1, представляющем собой про­точную часть насоса, находится рабочее колесо, состоя­щее из ступицы 2 с установленными на ней лопастя­ми 3. Число лопастей осевого насоса обычно не превы­шает шести. Энергия движущейся жидкости в рабочем колесе насоса передается по тому же принципу, что и у центробежного.

Осевые насосы могут быть жестколопастными, в ко­торых лопасти рабочего колеса жестко закреплены от­носительно ступицы и угол их установки не может быть изменен, и поворотно-лопастными, в которых поло­жение лопастей может регулироваться.

Проходя через рабочее колесо, жидкость участвует одновременно в двух движениях: переносном (враща­тельном) и относительном (поступательном). Для установления вращения жидкости в рабочем колесе с целью уменьшения ее напора за вращающимся рабо­чим колесом устанавливают неподвижный вращающийся аппарат 4, состоящий из ряда лопастей. Ступица рабочего колеса насажена на вал 5, соединенный с электродвигателем. Из проточной части насоса жид­кость попадает в напорный трубопровод.

Коэффициент удельной быстроходности осевых на­сосов >600, т. е. это насос, обладающий большой по­дачей и малым напором. Достоинством этих насосов является простота и компактность конструкции, а так­же возможность перекачивания загрязненных жидко­стей.

В осевом насосе жидкость движется в осевом направ­лении вдоль цилиндрических поверхностей. Следова­тельно, радиусы входа и выхода жидкости из рабочего колеса одинаковы: .

Для ориентировочных подсчетов напор, развиваемый осевым насосом, можно определить по выражению

                                        H=(1/ )( /2g),

где  - коэффициент напора, равный 0,0244 ; u - окружная ско­рость на внешнем диаметре рабочего колеса.

Теоретическую подачу осевого насоса можно опре­делить по формуле

                                ,

где Q - внешний диаметр рабочего колеса; d - диаметр ступицы (может быть принят равным 0,5D);  - осевая скорость.

Коэффициент полезного действия h большинства осевых насосов равен 0,75-0,90.

Рис. 49. Характеристика осевого насоса

Регулирование подачи жестколопастных насосов про­изводится изменением частоты вращения рабочего ко­леса а поворотно-лопастных насосов - изменением угла наклона лопастей. Регулирование подачи задвижкой не­выгодно, так как связано с резким уменьшением КПД. Отечественная промышленность выпускает осевые насосы типов О и ОП. Это одноступенчатые насосы с жестким креплением лопастей (тип О) и поворотно-лопастные насосы (тип ОП), позволяющие менять угол установки лопасти во время остановки насоса. На рис. 49 приведена рабочая характеристика осевого насоса. На малых подачах кривая H=f(Q) круто па­дает вниз, имея характерный перегиб в точке А. В от­личие от центробежных насосов мощность осевых насо­сов понижается при увеличении подачи и имеет наи­большее значение при подаче, равной нулю.

Осевые насосы типа О служат для подачи пресной, морской и загрязненной воды температурой до 35 ^оС. Осевые насосы типа ОП предназначены для подачи технически чистой воды температурой до 50 ^оС, а так­же пресной и морской воды температурой до 45 ^оС.

Осевые компрессоры

 

Осевые компрессоры предназначены для сжатия любых газов. Они получили широкое распространение в энер­гомашиностроении благодаря высокой быстроходности (и следовательно, большей компактности) и большим КПД по сравнению с турбокомпрессорами.

Осевые компрессоры являются многоступенчатыми машинами, принцип работы которых состоит в следую­щем. Лопатки b рабочего колеса а образуют поверх­ность, которая, взаимодействуя во время вращения ра­бочего колеса с окружающим газом, перемещает его в направлении действия подъемной силы. Двигаясь по­ступательно, газ одновременно с колесом участвует и во вращательном движении. Для устранения враща­тельного движения газ проходит через направляющий аппарат, снабженный лопатками с, после чего посту­пает в следующую ступень или отводится в напорный патрубок. Часто перед поступлением в первую ступень потоку газа сообщают предварительную подкрутку с помощью лопаток и направляющего аппарата, уста­новленного перед рабочим колесом.

Рис. 50. Схема установки осевого компрессора с газовой турбиной

 

Степень сжатия в одной ступени осевого компрес­сора обычно невелика и составляет e = 1,15-1,35. По­этому для получения высокого давления компрессор имеет большое число ступеней.

Сопоставление ха­рактеристик осевых и центробежных компрессоров по­казывает, что в осевых компрессорах с изменением по­дачи резче меняется КПД и степень сжатия. Диапазо­ны устойчивых режимов у осевых компрессоров мень­ше, однако в расчетных режимах осевые компрессоры позволяют получить большие КПД, чем центробежные.

Регулирование осевых компрессоров может осуще­ствляться по тем же схемам, что и турбокомпрессоров. Однако наряду с ними в осевых компрессорах возможно регулирование поворотными направляющими, а иног­да и рабочими лопатками одной или нескольких сту­пеней.

Для работы в силовых и энергетических установках осевые компрессоры применяются, как правило, в сое­динении с газовыми турбинами. В этом случае мощ­ность газовой турбины расходуется частично на при­вод компрессора, питающего воздухом камеру сгора­ния, а частично передается на вал электрогенератора. На рис. 50 приведена простейшая схема установки осевого компрессора с газовой турбиной. Сжатый осе­вым компрессором 1 воздух подается для сжигания топ­лива в камеру сгорания 4, откуда смесь горячих газов и воздуха поступает в газовую турбину 5. Излишек мощности турбины через редуктор 2 передается на вал электрогенератора 3.

3.9. Диаметральные вентиляторы

 

Диаметральный вентилятор, схема которого приведена на рис. 14 состоит из колеса барабанного типа с загну­тыми вперед лопатками и корпуса, имеющего на входе патрубок и на выходе диффузор. Известны диаметраль­ные вентиляторы как с направляющим одно- и много­лопаточным аппаратом, расположенным внутри рабо­чего колеса, так и без него.

Оптимальной компоновочной особенностью таких вентиляторов является возможность выполнения их ко­лес с относительной шириной, значительно превышаю­щей ширину колес радиальных вентиляторов. Приме­нение таких колес позволяет значительно увеличить подачу.

В вентиляторах без направляющего аппарата рабо­чее колесо может быть выполнено в виде двух дисков, к которым приклепаны (или приварены) лопатки из листовой стали. При этом подшипники, в которых на­ходится вал, размещены с обеих сторон корпуса, вслед­ствие чего обеспечивается высокая жесткость всей кон­струкции. Это особенно важно при колесах большой ширины.

При наличии направляющего аппарата рабочее ко­лесо напоминает конструкцию рабочего колеса радиаль­ного вентилятора низкого давления с односторонним всасыванием: лопатки одним концом крепятся к диску, установленному на валу, другим - к кольцу. Направ­ляющий аппарат, состоящий из одной или нескольких лопаток, закрепляется на боковой стенке корпуса, про­тивоположной диску рабочего колеса.

Основной отличительной особенностью диаметраль­ных вентиляторов являются большие значения коэффи­циента полного давления, которые достигают 3 и более. Причиной этого, как уже отмечалось, является дву­кратное (диаметральное) прохождение потока через одну и ту же решетку вращающегося колеса. Высокие значения коэффициентов давления и подачи по сравне­нию с их значениями для вентиляторов других типов позволяют диаметральным вентиляторам иметь мень­шие габариты и скорости вращения рабочего колеса. Вместе с тем весьма сложный характер течения потока внутри корпуса, приводящий к большой неравномер­ности поля скоростей, обусловливает значительные по­тери энергии. В связи с этим максимальные значения полного КПД диаметральных вентиляторов находятся в пределах 0,55-0,61. Эффект от применения направ­ляющих аппаратов достигается главным образом за счет повышения энергоемкости вентилятора. (Под энергоемкостью в данном случае следует понимать полезно затраченную мощность вентилятора). Это происходит в результате стабилизации и ограничения вихревой зоны в заданном месте внутри корпуса, а также вследствие повышения эффективности работы «центробежной» части рабочего колеса.

Серийно диаметральные вентиляторы в настоящее время не выпускаются. Разработанный А. Г. Коровкиным и др. в ЦАГИ им. Н. Е. Жуковского ряд аэроди­намических схем диаметральных вентиляторов находит применение либо только в бытовой отопительно-вентиляционной технике и в малогабаритных установках кон­диционирования воздуха, либо в специальных техноло­гических устройствах или машинах. Так, в замкнутых проточных контурах, в которых давление перемещаемо­го газа ниже атмосферного, применяется вентилятор типа Д22-36 с так называемым профильным вихреобразователем, расположенным в корпусе с внешней сто­роны колеса.  

Маркировка диаметральных вентиляторов соответствует маркировке, установленной ГОСТом для лопастных машин. Буква Д означает диаметральный, число при Д - увеличенное в 5 раз – значение коэффициента давления при работе в режиме , а последнее чис­ло - быстроходность.

Диаметральные вентиляторы обычно работают в пе­ременных условиях, поэтому необходимо регулировать режимы их работы. Это осуществляется различными способами. Например, регулирование можно проводить путем поворота направляющего аппарата. Это обеспе­чивает получение у одного и того же вентиляционного агрегата больших коэффициентов давления в широком диапазоне значений коэффициента подачи.

С помощью входного многолопаточного направляю­щего аппарата, выполненного в виде жалюзи или ре­шеток, можно осуществлять регулирование путем дросселирования. Однако при этом способе снижение номи­нальной подачи, например, на 10% приводит к сниже­нию КПД на 19%.

В качестве регулирующего органа может использо­ваться направляющая поворотная лопатка, устанавли­ваемая в выходном патрубке корпуса. При этом доби­ваются изменения в достаточно широком диапазоне поля скоростей на выходе из вентилятора, но суммар­ные аэродинамические характеристики вентилятора в этом случае изменяются незначительно.

 

Регулирование нагнетателей

 

Обычно нагнетатели подбирают по максимальному значению требуемой подачи. Однако в условиях эксплуа­тации часто бывают случаи, когда подачу нагнетателя необходимо изменить. Как известно, фактическая пода­ча определяется точкой пересечения характеристики полного давления нагнетателя с характеристикой сети. Следовательно, изменить подачу можно в результате изменения характеристики или нагнетателя или сети.

Под регулированием понимают такое изменение по­дачи (и других параметров работы) нагнетателя, кото­рое осуществляется с помощью специального регулиру­ющего устройства (направляющего аппарата, гидро- и электромуфты, дроссель-клапана и т. д.), позволяюще­го получать непрерывное изменение характеристик без останова машины.

Цель регулирования - приспособление параметров нагнетателя к изменяющимся условиям его работы.

Изменения параметров нагнетателя можно достичь и другими способами. Так, в дымососных установках, работающих то на твердом топливе, то на газе, весьма значительное изменение подачи и давления без резко­го снижения КПД можно получить в результате смены рабочего колеса. В вентиляционных установках при наличии клиноременной передачи изменение подачи и давления достигается сменой шкивов. Однако в обоих указанных случаях необходим останов нагнетателя и те или иные переделки в нем. Здесь можно говорить о при­способлении к изменившимся условиям работы, но не о регулировании, так как происходит не плавное, а сту­пенчатое изменение параметров.

Изменение подачи нагнетателя при регулировании, отнесенное к подаче при исходном режиме, характери­зует глубину регулирования.

Все регулирующие устройства в зависимости от их влияния на характеристику или сети, или нагнетателя можно разделить на три группы.

В первую группу входят устройства, дросселирую­щие сеть, т. е. изменяющие характеристику сети, но не изменяющие характеристику нагнетателя. К таким уст­ройствам относятся клапаны, шиберы, задвижки, диа­фрагмы и т. п. При дросселировании параметры рабо­чей точки (подача, давление, мощность и КПД) опре­деляют на характеристике нагнетателя при неизменной частоте вращения рабочего колеса.

Вторую группу образуют устройства, изменяющие частоту вращения рабочего колеса (характеристику на­гнетателя). При этом характеристика сети не меняется. Известно много устройств, позволяющих изменять час­тоту вращения рабочего колеса: электродвигатели по­стоянного тока, фрикционные передачи, гидромуфты и индукторные муфты скольжения и др. В вентиляционно-отопительной технике эти устройства еще не нахо­дят широкого применения, хотя они перспективны в тех случаях, когда требуется глубокое регулирование.

Третья группа включает устройства, одновременно изменяющие характеристику как нагнетателя, так и сети. Примером такого устройства является входной на­правляющий аппарат, устанавливаемый в вентиляцион­ном агрегате. Сопротивление самого направляющего аппарата необходимо учитывать при снятии характери­стики вентиляционного агрегата. Рассмотрим подробно отдельные способы регулирования.

 

НАГНЕТАТЕЛЬ ТРЕНИЯ

 

 4.1. Вихревые насосы

 

Рабочим органом вихревого насоса является рабочее колесо 1 с радиальными или наклонными лопатками (рис. 51), помещенное в цилиндрический корпус с ма­лыми торцевыми зазорами. В боковых и периферийной стенках корпуса имеется концентричный канал 2, на­чинающийся у всасывающего отверстия и кончающийся у напорного. Канал прерывается перемычкой 4, служа­щей уплотнением между напорной и всасывающей по­лостями. Жидкость поступает через всасывающий пат­рубок 5 в канал, прогоняется по нему рабочим колесом и уходит в напорный патрубок 3.

Напор вихревого насоса в 3-7 раз больше, чем центробежного, при тех же размерах и числе оборотов. Большинство вихревых насосов обладает самовсасываю­щей способностью, т. е. способностью при пуске заса­сывать жидкость без предварительного заполнения вса­сывающего трубопровода. Многие вихревые насосы мо­гут работать на смеси жидкости и газа. Недостатком вихревого насоса является низкий КПД, не превышаю­щий 45%. Наиболее распространенные конструкции имеют КПД 35-38%. Низкий КПД препятствует при­менению вихревого насоса при больших мощностях. Вихревые насосы изготовляют на подачу до 12 л/с. Напор вихревых насосов достигает 240 м, мощность до­ходит до 25 кВт, коэффициент быстроходности = 6-40. Число оборотов вихревого насоса так же, как и лопастного, ограничено только кавитационными явле­ниями. Следовательно, насос может быть непосредст­венно соединен с электродвигателем.

Вихревые насосы применяют:

1) в химической промышленности для подачи кис­лот, щелочей и других химически агрессивных реагентов. Здесь требуются обычно насосы с малыми подача­ми и высокими напорами (максимальная скорость про­текания химических реакций, большие гидравлические сопротивления реакторов и давления, при которых про­текают реакции). Благодаря простой конструкции рабо­чих органов вихревых насосов возможно применение химически стойких пластмасс, а также металлов, пло­хо поддающихся механической обработке и отливке;

2) для перекачивания легколетучих жидкостей (бен­зина, спирта, эфира и т. д.). Испарение легких фракций этих жидкостей приводит к тому, что в насос засасы­вается смесь жидкости и пара. Вихревой насос в от­личие от центробежного может работать на такой сме­си. В частности, вихревые насосы применяют на аэро­дромных и автомобильных бензораздаточных станциях, а также в бензозаправщиках самолетов. В этих слу­чаях требуется быстрая готовность насоса к пуску при частых остановках и надежность в работе при наличии в трубопроводе воздуха или пара. Вихревой насос, бу­дучи самовсасывающим и способным работать на смеси жидкости и газа, удовлетворяет эти требования. Ра­бота насоса в рассматриваемой области кратковременна, поэтому значение КПД несущественно;

3) для подачи жидкостей, насыщенных газами, на­пример, жидкостей, содержащих большое количество растворенного газа, который выделяется при прохож­дении в области пониженного давления; для откачива­ния жидкости с высокой упругостью пара (например, пропан, бутан) при положительной высоте всасывания из емкости, в которой давление равно упругости насы­щенного пара. В последнем случае при подъеме по всасывающему трубопроводу жидкость частично испа­ряется, ее температура понижается и, следовательно, уменьшается упругость насыщенного пара. Это замедляет процесс испарения, но в насос поступает смесь жидкости и пара;

4) в небольших автоматических насосных станциях, например, для сельского водоснабжения. Центробеж­ные насосы здесь малопригодны, так как требуются обычно малая подача и большой напор; поршневые на­сосы дороги, громоздки и также не пригодны вследст­вие того, что условия эксплуатации препятствуют авто­матизации;

5) в насосных установках коммунального хозяйства, например, в качестве бустерных насосов для водоснаб­жения и автомоечных насосов. Здесь требуются малые подачи и большие напоры;

6) вместо водокольцевых компрессоров в качестве вакуум-насосов и компрессоров низкого давления;

7) в качестве питательных насосов малых вспомо­гательных котельных установок.

Рис. 51. Схема вихревого насоса закрытого типа

По типу рабочего колеса вихревые насосы делятся на насосы закрытого и открытого типов, У насосов за­крытого типа (см. рис. 51) лопатки рабочего колеса короткие. Их внутренний радиус равен внутреннему ра­диусу канала. Жидкость подводится из всасывающего патрубка непосредственно в канал. У насосов откры­того типа внутренний радиус лопаток мень­ше внутреннего радиуса канала.

Большинство вихревых насосов обладает самовса­сывающей способностью. Для самовсасывания насос должен быть заполнен перед пуском небольшим коли­чеством жидкости. Достаточно даже количества жид­кости, какое остается в насосе после предыдущего пуска.

Условия входа жидкости на лопатки колеса вихре­вого насоса открытого типа и лопастного насоса мало отличаются. Поэтому теория кавитации лопастных насо­сов применима и для вихревых насосов открытого типа.

У насосов закрытого типа жидкость подводится не­посредственно в канал. Следовательно, на рабочее ко­лесо она поступает на большем радиусе, при больших окружных и относительных скоростях. Поэтому кавитационные качества вихревых насосов закрытого типа очень низки. Движение на входном участке канала на­соса закрытого типа сложное, так как на движение жидкости из всасывающего патрубка в канал наклады­вается продольный вихрь. Поэтому аналитический рас­чет кавитационных качеств насоса закрытого типа в настоящее время невозможен. Для улучшения кавита­ционных качеств насоса закрытого типа перед вихре­вым рабочим колесом подключают центробежную сту­пень. Такой насос называется центробежно-вихревым.

Рис. 52. Определение рабочей точки при          дросселировании вихревого насоса

Режим работы вихревого насоса определяется точ­кой А (рис. 52) пересечения характеристики насоса (кривая 2) и характеристики сети (кривая 1). Наибо­лее распространенным способом изменения рабочего режима вихревого насоса является регулирование дрос­селированием, при котором изменение режима осуще­ствляется изменением открытия регулировочной за­движки, установленной на напорном трубопроводе, в ре­зультате чего изменяется характеристика сети. Чтобы уменьшить подачу от  до , надо прикрыть регули­ровочную задвижку настолько, чтобы характеристика сети прошла через точку В. При уменьшении подачи насоса дросселированием потребляемая мощность воз­растает, поэтому регули­рование вихревого насоса экономически невыгодно.

Более выгодным способом регулирования подачи вихревого насоса является регулирование перепуском. Для этого напорный и всасывающий пат­рубки насоса соединяют свободным трубопроводом с установленным на нем регулировочным вентилем. Для уменьшения расхода в установке следует открыть вентиль, благодаря чему часть жидкости, подаваемой на­сосом, возвращается через отводной трубопровод обратно во всасывающий патрубок, и расход жидкости во внешней сети уменьшается.

Одним из преимуществ регулирования перепуском перед регулированием дросселированием является воз­можность использования для привода насоса двигателя меньшей мощности. При регулировании перепуском мощность двигателя выбирают по мощности, потребляе­мой насосом при полностью закрытом перепуске, при дросселировании - по мощности, соответствующей ну­левой подаче.

Струйные нагнетатели

 

В системах теплогазоснабжения и вентиляции струйные аппараты находят довольно широкое применение в виде элеваторов и эжекторов.

Основными параметрами, характеризующими работу струйного аппарата, являются массовые расходы рабо­чей и подмешиваемой жидкости; пол­ные давления рабочей и подмешиваемой жидкости на входе в аппарат; давление смеси на вы­ходе.

Для подбора струйных насосов для систем отопле­ния составлены номограммы и таблицы, приведенные в справочных руководствах. Зная коэффициент смешения, расход теплоносителя и потери давления в системе отопления, определяют номер элеватора и геометриче­ские размеры его отдельных элементов.

Помимо невысокого КПД существенным недостат­ком элеваторов является постоянство коэффициента смешения, вследствие чего при регулировании нельзя изменять расход сетевой воды, так как изменение рас­хода сетевой воды через сопло элеватора приводит к пропорциональному изменению расхода воды в местной системе отопления, т. е. к разрегулировке. В последние годы разработаны конструкции элеваторов с «регули­руемым соплом», позволяющие в определенных преде­лах изменять коэффициент смешения, но широкого рас­пространения они не получили.

В вентиляции струйные аппараты-эжекторы приме­няют главным образом для удаления воздуха, содержа­щего взрывоопасные или агрессивные пыли, газы и пары. В зависимости от источника рабочего воздуха эжекторы разделяют на эжекторы низкого давления (с вентиляторным побуждением) и эжекторы высокого давления (с компрессорным побуждением).

С целью удешевления строительства и эксплуатации установок с вентиляторным побуждением в качестве ра­бочего воздуха можно использовать наружный воздух без предварительного подогрева его в зимнее время или воздух, удаляемый системами вытяжной механической вентиляции.

При конструировании эжекторных установок, пред­назначенных для перемещения агрессивных сред, сле­дует учитывать, что стойкость против коррозии мате­риала, из которого выполнен эжектор, должна быть не ниже, чем у воздуховодов вытяжной системы.

 5. ПОРШНЕВЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ

Поршневые насосы

В отличие от динамических нагнетателей, где силовое воздействие на жидкость происходит в камере, постоян­но сообщающейся со входом и выходом, в объемных нагнетателях жидкость перемещается путем периодиче­ского изменения объема занимаемой ею камеры, кото­рая со входом и выходом сообщается попеременно.

Объемным нагнетателем называют гидравлическую машину, преобразующую приложенную к его входному звену (валу) работу внешних сил в механическую энергию потока жидкости.

Заполнение жидкостью рабочей камеры и ее вытес­нение происходит в результате увеличения и соответст­венно уменьшения геометрического объема этих камер. Рабочим органом, непосредственно совершающим работу вытеснения, является вытеснитель - поршень (плун­жер), пластины, зубчатое колесо и т. д.

Под рабочей камерой нагнетателя понимается ограниченное изолиро­ванное пространство, образованное деталями нагнетате­ля с периодически увеличивающимся и уменьшающим­ся при работе объемом и попеременно сообщающееся с нагнетательным и всасывающим каналами.

Рис. 53. Схемы ручного насоса:

а – одноцилиндровый двухстороннего действия; б – двухцилиндровый прос­того действия

Для выполнения элементарных функций - перекачи­вания жидкости и обеспечения различных вспомогатель­ных операций в современной технике часто применяют поршневые насосы с ручным приводом. На рис. 53 приведены схемы таких насосов. Насос состоит из ци­линдра 7 и поршня 2, шток которого связан с привод­ной ручкой 4. При качальных движениях ручки пор­шень совершает возвратно-поступательные движения в цилиндре 7. При движении вправо левая рабочая ка­мера цилиндра будет увеличиваться, в результате чего в ней создается вакуум и жидкость через всасывающий клапан 6 начинает поступать в эту камеру. Одновре­менно с этим первая полость цилиндра уменьшается, в ней создается избыточное давление, при котором от­кроется нагнетательный клапан 3, в результате чего жидкость будет вытеснена поршнем в нагнетательный трубопровод. При движении поршня влево полости вса­сывания и нагнетания поменяются местами. В этом слу­чае жидкость будет засасываться в рабочую камеру через клапан 5 и нагнетаться через клапан 1. Посколь­ку часть объема рабочей камеры справа занята што­ком, объем жидкости, поступающей в рабочую камеру слева будет больше объема жидкости, поступающей справа.

На рис 53,б представлена конструкция двухцилиндрового поршневого насоса, обеспечивающего равные подачи жидкости при движениях ручки в ту и другую стороны. В практике такие насосы применяются для вспомогательных установок давлениями до 5 МПа.

Поршневые компрессоры

 

По принципу действия (т. е. по способу сообщения энергии) компрессоры разделяют на объемные и дина­мические.

В объемных компрессорах давление газа повышает­ся вследствие уменьшения пространства, в котором на­ходится газ; в идеальном случае это пространство яв­ляется абсолютно герметичным и никаких утечек в процессе повышения давления не происходит. К объем­ным компрессорам относятся поршневые, мембранные и роторные. Последние в свою очередь подразделя­ются на пластические, жидкостно-кольцевые и винто­вые.

К динамическим относятся центробежные и осевые компрессоры. В них давление повышается при непре­рывном движении газа через проточную часть машины за счет энергии, которую сообщают частичкам газа ло­патки вращающегося ротора. При этом кинетическая энергия преобразуется в работу сил давления.

Все компрессоры независимо от принципа действия подразделяются по основным эксплуатационным пара­метрам - давлению и подаче. Компрессоры, сжимаю­щие газ до избыточного давления 0,2-1,0 МПа, назы­вают компрессорами низкого давления, до давления 1,0-10,0 МПа - среднего и до давления 10-100 МПа - компрессорами высокого давления.

К компрессорам предъявляются в основном такие же требования, как и ко всем другим изделиям маши­ностроения. Компрессор должен быть надежным и эко­номичным в эксплуатации, прост в монтаже и обслужи­вании, технологичен в изготовлении; показатели, харак­теризующие его металлоемкость и энергопотребление, должны быть минимально возможными. Очевидно, что обеспечить в равной степени выполнение всех этих тре­бований в одной конструкции практически невозможно. Поэтому каждый тип компрессора имеет свои достоин­ства и недостатки по сравнению с другими, и выбор ти­па и конструкции зависит от конкретных условий.

У поршневых компрессоров проблемы достижения высоких давлений не существует. Но для повышения по­дачи необходимо увеличивать размеры цилиндра и всех других узлов компрессора. При этом увеличивается мас­са узлов, совершающих возвратно-поступательное движение, и соответственно действующие на них силы инерции. Поэтому при увеличении габаритов поршне­вых компрессоров приходится снижать скорость движе­ния поршня.

При движении поршня вниз давление в пространстве между цилиндром и поршнем становится меньше, чем во всасывающем патрубке, всасывающий клапан открыва­ется и газ попадает в цилиндр. Когда поршень достигает крайнего нижнего положения, давление в цилиндре и всасывающем трубопроводе практически выравнива­ется и клапан под действием пружины прижимается к седлу и перекрывает отверстие, соединяющее полость цилиндра со всасывающим трубопроводом. В течение всего периода всасывания отверстие нагнетательного клапана закрыто.

При движении поршня вверх происходит сжатие га­за, находящегося в цилиндре, и когда давление его ста­нет больше давления в нагнетательном трубопроводе, нагнетательный клапан откроется и газ вытолкнется из цилиндра. Процессы всасывания и нагнетания, совер­шаемые за один оборот коленчатого вала, составляют полный цикл работы компрессора.

Компрессор описанной выше конструкции называет­ся одноступенчатым компрессором простого действия. Очевидным недостатком такого компрессора является то, что его поршень имеет одну рабочую сторону, и по­лезная работа совершается только при движении порш­ня в одном направлении.

Более экономичной и производительной является конструкция компрессора так называемого двойного дей­ствия (рис. 54). Компрессор двойного действия рабо­тает следующим образом. Когда поршень движется вправо, в левой части цилиндра создается разрежение и газ через левый всасывающий клапан поступает в ци­линдр. В это же время в правой части цилиндра про­исходит сжатие газа, вошедшего в рабочее простран­ство в предыдущем цикле, и выталкивание его через правый нагнетательный клапан в нагнетательный тру­бопровод. При движении поршня влево всасывание про­исходит через правый всасывающий клапан, а выталки­вание сжатого газа - через левый нагнетательный кла­пан. В этом случае обе стороны поршня являются рабо­чими.

Компрессоры простого и двойного действия могут иметь один или несколько цилиндров. Компрессор, ко­торый имеет несколько цилиндров, работающих парал­лельно и выталкивающих сжатый газ в один и тот же нагнетательный коллектор, называется многоцилиндро­вым одноступенчатым компрессором.

Если в компрессоре несколько цилиндров работают последовательно, т. е. сжатый воздух из одного ци­линдра поступает для дальнейшего сжатия в следующий, то такой компрессор называется многоступенча­тым. Если же в каждой рабочей полости компрессора давление повышается от давления во всасывающей по­лости до давления в нагнетательном трубопроводе, то независимо от числа цилиндров и рабочих полостей та­кой компрессор является одноступенчатым.

 

Рис. 54. Схема горизонтального одноступенчатого компрессора двойного действия: 1 - цилиндр; 2 - поршень; 3 - нагнетательный патрубок; 4 - нагнетатель­ный клапан; 5 - задняя крышка цилиндра; 6 - сальник; 7 - шток; 8 - крейц­копф; 9 - шатун; 10 - кривошип коленчатого вала; 11 - коленчатый вал; 12 - станина; 13 - рубашка для охлаждения задней крышки, 14 - всасываю­щий патрубок; 15 - всасывающие клапаны; 16 - передняя крышка цилинд­ра; 17 - рубашка передней крышки; 18 - рубашка для охлаждения ци­линдра

Рассмотрим работу механизма движения компрессо­ра, под действием которого поршень совершает возврат­но-поступательное движение (рис. 54). Шатун служит для передачи движения от кривошипа коленча­того вала, при этом вращательное движение вала пре­образуется в возвратно-поступательное.

Крейцкопф - деталь, скользящая в прямолинейных направляющих, жестко связанная со штоком и шарнирно с шатуном. Крейцкопф передает продольное усиление на шток, а поперечное - на направляющие. В бескрейцкопфных компрессорах движение от вала поршню передается шатуном. Шток служит для соединения поршня с крейцкопфом.

Схема поршневых компрессоров зависит от его наз­начения условий эксплуатации, производительности, ко­нечного давления, числа ступеней и распределения давления между ними. От схемы в значительной степени зависят габариты, масса и динамическая уравновешенность машины.

Схема компрессора характеризуется следующими основными элементами: числом ступеней, кратностью подачи расположением осей цилиндров, расположением цилиндров, конструкцией механизма движения.

По расположению осей цилиндров компрессоры мож­но разделить на три основные группы: вертикальные, горизонтальные и угловые.

В вертикальных компрессорах элементы поршневого уплотнения работают в лучших условиях, чем в гори­зонтальных. Это объясняется тем, что смазка, поступающая в цилиндр, равномерно распределяется по всей рабочей поверхности, а попадающие вместе с ней или газом твердые частицы оседают в основном не на цилиндрической, а на торцевой поверхности поршня, которая не соприкасается с внутренней поверхностью цилиндра. Вследствие этого вертикальные компрессоры имеют меньший износ и лучшую герметичность уплотнений.

Силы инерции возвратно-поступательно движущихся масс в вертикальных компрессорах действуют на фундамент вертикально. Это повышает устойчивость маши­ны и позволяет устраивать более легкие фундаменты. Отмеченные преимущества позволяют делать вертикаль­ные компрессоры быстроходными.

Горизонтальные компрессоры лишены преимуществ вертикальных машин, однако их обслуживание более удобно.

Наиболее совершенными в отношении динамической устойчивости являются угловые компрессоры. Их можно выполнять высокооборотными на менее тяжелых фун­даментах.

Перечисленные особенности поршневых компрессо­ров предопределяют в основном области их практиче­ского применения. Вертикальная схема наиболее целе­сообразна для высокооборотных компрессоров с малым числом ступеней. Горизонтальная схема применяется в основном для относительно тихоходных стационарных компрессоров большой производительности. Угловая схема часто применяется для передвижных компрессор­ных установок.

По числу рядов цилиндров компрессоры подразде­ляются на однорядные и многорядные. Число рядов цилиндров в компрессоре определяется в основном рас­положением осей цилиндров, число ступеней - произво­дительностью и давлением, развиваемым машиной.

Основное преимущество однорядных компрессоров заключается в их простоте. Многорядные горизонталь­ные компрессоры выполняются в большинстве случаев по однорядной или двухрядной схеме. Компрессоры, имеющие более пяти ступеней, выполняются, как пра­вило, двухрядными.

 

РОТОРНЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ

 

Роторные насосы

 

В отличие от поршневых вытеснение жидкости в ротор­ных нагнетателях происходит из рабочих камер, совер­шающих вращательное движение. Вытеснители этих на­гнетателей совершают вместе с ротором вращательное движение. Вытеснение жидкости производится либо в результате вращательного, либо вращательного и воз­вратно-поступательного движения вытеснителей.

В соответствии со сказанным роторной гидромашиной называют машину, у которой подвижные элементы, образующие рабочую камеру, совершают вращательное движение. Рабочая камера роторного нагнетателя огра­ничивается поверхностью статора, ротора и вытеснителя.

По характеру движения рабочих органов роторные нагнетатели бывают роторно-вращательными и роторно-поступательными. К первым относятся такие нагне­татели, в которых вытеснители вместе с ротором совер­шают вращательное движение. К этому классу нагне­тателей относятся зубчатые (шестерные) и винтовые. В зубчатых нагнетателях рабочие камеры вместе с жидкостью перемещаются в плоскости, перпендикуляр­ной оси вращения ротора, а в винтовых - вдоль оси вращения.

К возвратно-поступательным относятся такие нагне­татели, в которых вытеснители, вращаясь вместе с ро­тором, одновременно совершают возвратно-поступатель­ные движения. К этому классу нагнетателей относятся шиберные (пластинчатые) и роторно-поршневые (ра­диальные и аксиальные). В роторно-поршневых нагне­тателях вытеснителями обычно служат поршни или плунжеры, которые располагаются либо радиально (их перемещение направлено вдоль радиуса вращения рото­ра), либо аксиально (их перемещение направлено па­раллельно оси вращения ротора). Все роторно-поступательные нагнетатели могут выполняться как регулируе­мыми, т. е. с изменяемым объемом рабочей камеры, так и нерегулируемыми. Все роторно-вращательные нагнета­тели выполняются нерегулируемыми.

Отличительной особенностью роторных нагнетателей является отсутствие всасывающих и напорных клапа­нов. Это объясняется тем, что в роторных нагнетателях рабочий орган захватывает в полости всасывания неко­торый объем жидкости, который перемещается вместе с рабочим органом к полости нагнетания, куда жид­кость вытесняется под действием некоторого давления. В соответствии с этим основными параметрами ротор­ных нагнетателей являются: рабочий объем , подача Q, давление нагнетания р, крутящий момент М, мощ­ность N, а также объемный  и механический  КПД.

Зависимость подачи Q нагнетателя от давления р при всех прочих равных условиях (частоте вращения ротора, температуре, вязкости жидкости и т. д.) назы­вают характеристикой нагнетателя.

Рабочий объем роторного нагнетателя выражается через объем одной рабочей камеры v₀ и число рабочих камер

                                        = v₀ .

Тогда теоретическая минутная подача роторного на­гнетателя при частоте вращения ротора n определится

                                          .                                                    (47)

При работе роторных насосов сопротивление всасы­вающей линии может привести в зависимости от зна­чения абсолютного давления к появлению кавитации, что приводит к разрыву потока. Такой режим работы насоса особенно реален при высокой частоте вращения. Действительно, при увеличении частоты вращения рото­ра возрастает количество жидкости, проходящей через подводящие каналы и узел распределения (распредели­тельные окна), и, следовательно, увеличиваются потери напора. Количественное сравнение действительных уте­чек жидкости с условными показывает, что последние могут составить до 75% всех объемных потерь.

Шестеренные насосы являются одним из старейших представителей роторных гидромашин с вытеснителями в виде зубчатых колес. По характеру процесса вытеснения эти насосы относятся к классу роторно-вращательных машин, где вытесняемая жидкость, двигаясь в плоскости, перпендикулярной оси вращения, переносится из всасывающей полости в нагнетательную полость насоса. Вытеснители при этом совершают лишь вращательное движение.

Шестеренные насосы выполняются с шестернями внутреннего и внешнего зацепления. Наиболее распро­страненным типом шестеренного насоса является насос с шестернями внешнего зацепления. Такой насос состоит из пары защемляющихся одинаковых цилиндрических шестерен - ведущей и ведомой, помещенных в плотно охватывающий их корпус, называемый статором. При вращении шестерен жидкость, заключенная во впадинах зубьев, переносится из полости всасывания в полость нагнетания, которая образо­вана корпусом насоса и зубьями. Разность объемов жидкости, находящейся под давлением, вытесняется в нагнета­тельную линию насоса.

Шестеренные насосы с шестернями внешнего зацеп­ления просты по конструкции и надежны, имеют ма­лые габариты и массу. Чаще всего применяются насо­сы, состоящие из пары прямозубых шестерен с одина­ковым числом зубьев эвольвентного профиля. Для уве­личения подачи иногда употребляются насосы с тремя и более шестернями, размещенными вокруг центральной ведущей шестерни.

Для повышения давления жидкости применяют мно­гоступенчатые шестеренные насосы. Подача каждой по­следующей ступени этих насосов меньше подачи преды­дущей. Для отвода излишка жидкости каждая ступень имеет перепускной клапан, отрегулированный на соот­ветствующее максимально допустимое давление. Мак­симальное давление, развиваемое этими насосами, обычно 10 МПа (100 а) и реже 20 МПа (200 а).

Рис. 55. Шестеренный насос с шестернями внутреннего зацепления

Шестеренные насосы с шестернями внутреннего за­цепления (рис. 55) применяют при небольших давле­ниях (до 7 МПа). Они отличаются компактностью и малыми габаритами по сравнению с насосами внешне­го зацепления. При той же подаче жидкость, запол­няющая межзубовые впадины шестерен, переносится в полость нагнетания, где выдавливается через радиаль­ные сверления в донышках впадин внешней (кольце­вой) шестерни. Ведущей шестерней является шестерня с внутренними зубьями, связанная с приводным валом. Эта шестерня посажена на своей внешней поверхности в подшипник скольжения. Для отделения полостей вса­сывания и нагнетания в насосах, представленных на рис. 55, применен серпообразный разделительный эле­мент с. При развороте этого элемента на 180° (рис. 55,б) происходит реверсирование подачи (на рис. 55 направление движения жидкости указано стрелками).

Винтовые насосы представляют собой одну или нес­колько пар зацепляющихся винтов, плотно посаженных в расточки корпуса. Наиболее распространенными явля­ются трехвинтовые насосы (рис. 56), имеющие три двухзаходных винта, из которых средний - ведущий, а два других - ведомые. Направление нарезки на веду­щем и ведомых винтах противоположное. При враще­нии винтов их нарезки, взаимно замыкаясь, отсекают во впадинах некоторый объем жидкости и перемещают его вдоль оси к напорному патрубку. Поскольку на­резки винтов, выполняющие в этих насосах роль порш­ней, движущихся непрерывно в одном направлении, пульсация подачи в насосе практически отсутствует. Для компенсации осевых сил применяют гидравличе­скую разгрузку, осуществляемую с помощью давления жидкости, подводимой в камеры со стороны торцов а и b осей винтов.

Рис. 56. Трехвинтовой насос

Винтовые насосы обычно выпускают с винтами цик­лоидного профиля, благодаря чему обеспечивается бо­лее высокая герметичность, чем у этих же насосов, но с винтами иных профилей (прямоугольного и трапецеи­дального).

Трехвинтовые насосы допускают высокие частоты вращения, доходящие до 18000 об/мин, и выпускаются на подачу до 15 м³/мин. Эти насосы имеют высокий КПД (0,8-0,85) и способны развивать давление до 20 МПа.

Расчетная подача трехвинтового насоса при частоте вращения n равна:

                                        ,

где F - площадь сечения расточек корпуса под винты диаметром D и d; f - площадь сечения винтов (заштрихованная часть); t - шаг винта.

Характеристики винтовых насосов мало отличаются от характеристик шестеренных.

Шиберные (пластинчатые) насосы относятся к груп­пе машин, в которых вытеснители выполнены в виде пластин (шиберов), помещенных в радиальных проре­зях вращающегося ротора, а вытесняемые объемы за­мыкаются между двумя соседними вытеснителями и поверхностями статора и ротора.

На рис. 57 приведена схема пластинчатого насоса однократного действия. В корпусе насоса, внутренняя поверхность которого имеет цилиндрическую форму, эксцентрично расположен ротор, представляющий со­бой цилиндр с прорезями (пазами), выполненными ли­бо радиально, либо под небольшим углом к радиусу. В прорезях находятся прямоугольные пластины - вытеснители, которые при вращении ротора совершают относительно него возвратно-поступательное движение. Под действием центробежных сил или спе­циальных устройств пластины прижимаются к внутрен­ней поверхности статора и скользят по ней. При вра­щении ротора в направлении, указанном стрелкой, жидкость через окно, расположенное на периферии статора, поступает в насос из всасывающего патрубка и через противоположное окно подается в нагнетатель­ный патрубок (окна на рисунке не показаны). Рабо­чие камеры в насосе ограничены двумя соседними пла­стинами и поверхностями статора и ротора. Уплотнение ротора и пластин с торцов осуществляется плавающим диском, который давлением жидкости прижимается к ротору. Для отделения всасывающей полости от нагне­тательной в статоре имеются уплотнительные перемыч­ки, размер которых должен быть несколько больше расстояния между краями двух соседних пластин.

Рис. 57. Схема пластинчатого насоса однократного действия

Регулирование рабочего объема и реверс подачи пла­стинчатого насоса однократного действия осуществля­ются изменением величин и знака эксцентриситета, для чего необходим специальный механизм, смещающий центральную часть статора относительно ротора. В по­ложении, показанном на рис. 57, а, насос установлен на максимальный эксцентриситет e , что соответствует мак­симальной подаче  в положении, показанном на рис. 57,б, значение е = 0 и Q=0; в положении, пока­занном на рис. 57, в, максимальный эксцентриситет обратного знака и соответственно максимальная пода­ча противоположного направления.

Описанные выше шиберные насосы одинарного дей­ствия в основном применяются для гидросистем, не тре­бующих высоких давлений (до 5 МПа). Недостатком этих машин является трудность герметизации вытеснителей, особенно со стороны торцов, а также большая нагрузка на ось ротора и пластины от сил давления жидкости. Поэтому больше распространены нерегули­руемые шиберные насосы двухкратного действия, кото­рые обладают более высоким рабочим объемом и КПД. Благодаря уравновешенности радиальных сил давления жидкости на пластинчатый ротор шиберные насосы вы­пускаются для работы при давлении до 14 МПа.

Статорное кольцо шиберного насоса двойного дейст­вия (рис. 58) имеет фасонный профиль. Оно выполнено так, что участки кривой, «расположенные между окнами питания 1, 3, 4 и 7, прорезанными в боковых крышках насоса, являются дугами кругов, описанных из центра ротора 5, а участки, приходящиеся на эти окна, плавно сопряжены между собой. При вращении ротора 5 плас­тины 2 прижимаются к профильной поверхности стато­ра под действием центробежной силы. Из схемы, при­веденной на рис. 58, видно, что каждая пластина за один оборот ротора нагнетает жидкость 2 раза.

Рис. 58. Схемы пластинчатого насоса двойного действия с наклонным (левый рис.)                и радиальным (правый рис.) расположением пластин

Пазы в роторе, в которых перемещаются пластины, обычно выполняют либо радиальными, ли­бо под углом к радиусу. Наклонное распо­ложение пазов обусловлено тем, что подбором величи­ны угла можно в желаемом направлении изменить дей­ствие сил реакции, которая в этом случае будет дейст­вовать на пластину так, что силы трения практически не будут вызывать изгибающих напряжений. Таким об­разом, благодаря наклону пластин улучшаются условия движения их в пазах, однако наклонное их положение исключает возможность реверса насоса. Ввиду этого в реверсивных насосах прорези под шиберы выполняют­ся радиальными.

Для приближенного вычисления подачи насоса мож­но пользоваться выражением:

                                        .

Радиально-поршневой насос представляет собой гид­ромашину, у которой оси поршней или плунжеров пер­пендикулярны оси вращения ротора или составляют с ней углы более 45°. В роторных радиально-поршневых насосах жидкость вытесняется из рабочих камер (ци­линдров) в процессе вращательно-поступательного дви­жения вытеснителей (поршней, плунжеров).

Принципиальная схема регулируемого радиально-поршневого насоса приведена на рис. 59. В неподвижном статоре 1 находится подвижная обойма 2, внутри которой устанавливается цилиндрический блок-ротор 6 с поршнями (плунжерами) 4, выполняющими роль вытеснителей. Роль распределительного устройства выпол­няет пустотелая ось с уплотнительной перегородкой 5, на которой помещается вращающийся ротор. При его вращении в направлении, указанном стрелкой, рабочие камеры своими каналами поочередно соединяются с от­верстием 3, через которое жидкость подается в насос, и с отверстием 7, через которое происходит нагнетание жидкости. Каналы рабочих камер при прохождении их через нейтральное положение перекрываются уплотнительной перегородкой. Головки поршней прижимаются к внутренней поверхности обоймы либо центробежной силой, либо специальными пружинами.

Рис. 59. Принципиальная схема регулируемого радиально-поршневого насоса

Подача такого нагнетателя регулируется путем перемещения обоймы 2 в статоре.

Число цилиндров в насосе Z₀ в одном ряду обычно равно 5-7 и реже 9. Цилиндры насоса могут распола­гаться в несколько рядов (обычно не более трех), бла­годаря чему достигается увеличение подачи и ее боль­шая равномерность. Кроме того, для увеличения пода­чи применяются нагнетатели многократного действия, в которых статорное кольцо (обойма) имеет специальный профиль.

Аксиально-поршневые нагнетатели - это роторные машины, у которых рабочие камеры вращаются относи­тельно оси ротора, а оси поршней (или плунжеров) па­раллельны оси вращения или составляют с ней угол меньше 45°. Нагнетатели этого типа бывают двух раз­новидностей: с наклонным блоком и наклонным диском. У первых ось вращения ведущего вала и ось ротора пе­ресекаются, образуя угол; у вторых – оси ведущего вала и ротора совпадают, т. е. у таких гидромашин ведущее звено и ротор расположены на одной оси.

Большое распространение получили нагнетатели с наклонным блоком и двойным несиловым карданом (рис. 60). Такой насос состоит из блока цилиндров (барабана) 2 с поршнями 3, связанными с помощью шатунов 4 с наклонной шайбой 5, угол наклона g, оси  которой относительно оси блока цилиндров определяет величину хода поршней. В рассматриваемой схеме блок цилиндров вращается вокруг своей оси, вследствие чего упрощается распределение жидкости, которое обычно осуществляется через серпообразные окна а и b, выпол­ненные в неподвижном опорно-распределительном дис­ке 1, и каналы 7 блока, цилиндров 2. В мертвых точках поршней отверстия каналов каждого цилиндра перекры­ваются нижней и верхней разделительными перемычка­ми, расположенными между распределительными окна­ми а и b, ширина 5 которых несколько превышает диаметр  канала 7. Приводной вал (и, следовательно, диск 5) связан с блоком цилиндров 2 с помощью двой­ного кардана 6.

Рис. 60. Конструктив­ная схема аксиально-поршневого насоса с двойным                                  несиловым кар­даном

В последнее время широкое распространение полу­чили аксиально-поршневые машины с наклонным бло­ком бескарданного типа, при применении ко­торых появляется возможность уменьшить диаметр бло­ка цилиндров, а также улучшаются вибрационные ха­рактеристики. Крутящий момент передается с помощью поршневых шатунов, входящих внутрь поршней.

Наиболее перспективными, особенно при работе с не­большими мощностями, являются насосы с наклонным диском. В таком насосе отсутствуют как карданная, так и шатун­ная связь наклонного диска с поршневым блоком.

Насосы с аксиальным расположением цилиндров применяются для работы при давлениях до 35 МПа, они имеют высокий объемный КПД, который для большин­ства моделей равен 0,97-0,98.

Для всех аксиально-поршневых нагнетателей харак­терно торцевое распределение жидкости, т. е. наличие устройства, обеспечивающего попеременное сообщение рабочих камер с полостями всасывания и нагнетания, а также замыкание рабочих камер в мертвых точках. Это устройство представляет собой дугообразные окна (а и b на рис. 60), выполненные в неподвижном упорно-распределительном диске, одно из которых является всасывающим, другое - напорным.

Для изменения рабочего объема в регулируемых аксиально-поршневых нагнетателях вручную или авто­матически (в зависимости от давления насоса) изменяет угол наклона блока цилиндров или диска.

 

Ротационные компрессоры

 

Рассмотрим несколько наиболее распространенных ти­пов ротационных компрессоров, к которым можно отнес­ти: пластинчатые, водокольцевые, восьмерочные и вин­товые.

Рис. 61. Схема пластинчатого компрессора

Пластинчатые компрессоры получили достаточно ши­рокое распространение в различных областях промыш­ленности. Схема ротационного пластинчатого компрес­сора представлена на рис. 61. Он состоит из ротора 1, вставленного эксцентрично внутрь корпуса (статора) 2, вследствие чего вокруг ротора Образуется серповидное пространство S-S. В роторе выполнены радиальное прорези, в которые свободно вставляются стальные пластины (шиберы) 3. При вращении ротора пластины под действием центробежной силы инерции выходят из прорезей и скользят своей внешней кромкой по внутренней поверхности корпуса. Серповидное пространство при этом делится на замкнутые объемы 4, в которых газ переносится из области всасывания в область нагне­тания. Такая схема компрессора обладает хорошей ди­намической уравновешенностью, позволяет сообщить ротору высокую частоту вращения и соединить машину непосредственно с электродвигателем с частотой враще­ния до 1500 об/мин. Поскольку при работе компрессора выделяется большое количество теплоты, при степенях сжатия выше 1,5, корпус компрессора изготовляют с вы­сокой рубашкой охлаждения 5. Степень сжатия таких компрессоров достигает 5-6. При необходимости полу­чения большей степени сжатия устанавливают два комп­рессора последовательно с промежуточным холодильни­ком между ними.

Пластинчатые компрессоры могут быть использованы для получения вакуума. В этом случае они называются вакуум-насосами. Работая в качестве вакуум-насоса, компрессор может давать разрежение до 95%, а при последовательной установке двух компрессоров вакуум достигает 99%.

Если ротор диаметром D имеет Z пластин толщи­ной d, то при эксцентриситете е и частоте вращения ро­тора n получаем подачу компрессора в виде

                                   ,

где  - коэффициент подачи, лежащий в пределах 0,5-0,8 и за­висящий от степени сжатия компрессора.

Из приведенного следует, что подача пластического компрессора зависит от частоты вращения привода. От­сюда следует один из методов регулирования подачи компрессоров -  изменение частоты вращения. Однако следует иметь в виду, что нижний предел регулирова­ния частоты вращения составляет около 50% номинала. Это связано с уменьшением центробежной силы инер­ции, под действием которой происходит выход пластин из пазов, а также негерметичностью прилегания пластин к ротору. Предел повышения частоты вращения опреде­ляется износом пластин и нагревом компрессора. Изменение подачи компрессора может достигаться перепус­ком сжатого газа во всасывающий трубопровод и перио­дическими остановками компрессора.

Пластинчатые компрессоры находят широкое приме­нение в качестве дутьевых машин в кузнечных и терми­ческих цехах, как компрессионные агрегаты холодиль­ных установок, и при сжатии газов в технологических процессах химических производств.

Водокольцевые компрессоры также достаточно ши­роко используются в различных отраслях промышлен­ности, где необходимо подавать воздух или технический газ. Сравнительно простое устройство и безотказность в работе обусловили применение этих машин во многих областях производства вместо поршневых и ротацион­ных со скользящими пластинами.

Достоинством водокольцевых компрессоров является отсутствие клапанов и распределительных механизмов, поэтому они пригодны для сжатия запыленных газов. Рассмотрим принцип работы водокольцевого компрессо­ра. Рабочее колесо А с лопатками, неподвижными отно­сительно колеса, вставлено в корпус В (рис. 62) с неко­торым эксцентриситетом. При вращении рабочего коле­са жидкостное кольцо образует свободную поверхность С, которая точно касается втулки колеса. Рабочие про­странства 1 - 4 возрастают, в результате чего через от­верстие Е происходит всасывание газа. Во второй по­ловине рабочего объема пространства 5 - 8 уменьша­ются, происходит сжатие газа и выталкивание его через нагнетательное отверстие Р. Роль корпуса в таком комп­рессоре выполняет жидкостное кольцо, в которое погру­жаются лопатки вращающегося ротора.

Действительное количество газа, подаваемое комп­рессором, будет меньше вследствие того, что сжатие газа в рабочем объеме осуществляется жидкостным кольцом. Когда происходит сжатие, давление с одной стороны жидкостного кольца будет больше, а толщина кольца в этой части - меньше.

Рис. 62. Схема водокольцевого компрессора

При этом давление столба жидкости на стенку корпуса (плюс давление газа на внутреннюю часть кольца) уравновешивается с другой его стороны большей толщиной вращающегося жидкостного кольца. Поэтому кольцо жидкости не яв­ляется телом вращения: там, где газ всасывается, оно толще.

Водокольцевые машины работают как компрессоры довольно редко и рассчитываются на сравнительно не­высокие давления около 10⁵ Па. Основное назначение этих машин - создание вакуума. Одноступенчатые водокольцевые компрессоры (вакуум-насосы) создают разряжение до 98 %.

Подача компрессора и создаваемое им разряжение зависят от качества выполнения и величины зазоров между торцовыми поверхностями колеса и корпуса, где расположены всасывающие и нагнетательные отверстия. Для улучшения коэффициента подачи процесс всасыва­ния целесообразно растягивать во времени. С этой целью размер всасывающего отверстия удлиняют почти на половину окружности. Процесс нагнетания, наоборот, следует укорачивать по сравнению с процессом всасы­вания в зависимости от давления нагнетания.

Водяное кольцо в процессе работы нагревается, поэтому необходима замена воды. В некоторых уста­новках свежая вода к нагнетателю подводится путем присоединения его к водопроводу, а отработавшая вода отводится в канализацию. Расход охлаждающей воды на 1 кВт мощности на валу машины примерно равен 5-7 л/мин.

Если насос с жидкостным кольцом тщательно изго­товлен и применены соответствующие жидкости, то соз­даваемый им вакуум может быть настолько высоким, что насос становится пригодным для получения разря­жения в электро- и радиолампах, ртутных выпрямителях и т. п.

Одноступенчатые вакуум-насосы с масляным коль­цом, размещенные в закрытой ванне масляной герметичности, развивают вакуум до 99,98 %. Два насоса, соеди­ненных последовательно, создают вакуум до 99,999 %.

К машинам с восьмерочными роторами относится компрессор, изображенный на рис. 63. Он состоит из корпуса 1 эллиптической формы, снабженного всасы­вающим 3 и нагнетательным 6 патрубками. В корпусе симметрично горизонтальной оси расположены два ро­тора 5, имеющие форму восьмерок. Роторы жестко свя­заны с валами и вращаются с равными угловыми ско­ростями, но в противоположные стороны.

Рис. 63. Схема восьмерочного                компрессора

Положение восьмерок на рис. 63 соответствует мо­менту всасывания газа в полость 2 между правым ро­тором и стенкой корпуса. Всасывание прекратится в тот момент, когда правый ротор займет вертикальное по­ложение. Левый ротор в это время расположится пер­пендикулярно правому, т. е. примет горизонтальное по­ложение. При дальнейшем вращении правого ротора по стрелке полость 2 сообщается с нагнетательным про­странством 7 и полостью 4 между левым ротором и стенкой корпуса. Тогда сжатый газ из пространства 7 переходит в полость 4, сжимая находящийся там газ, только что поданный левым ротором, и повышая его давление. Когда же левый ротор, вращаясь по часовой стрелке, займет вертикальное положение, начнется вы­талкивание сжатого газа. Таким образом, когда в по­лости 2 идет всасывание газа, в нагнетательном про­странстве 7 и полости 4 происходит сжатие газа и его выталкивание.

                  

Рис. 64. Теоретическая диаграмма восьмерочного компрессора

Теоретическая диаграмма процесса, происходящего в этом компрессоре, изображена на рис. 64. На диа­грамме: аb - линия всасывания; cd - линия нагнета­ния; bс - линия выравнивания давления, повышение ко­торого предполагается мгновенным; be - линия сжатия газа в случае работы поршневого компрессора; dа - линия падения давления после выталкивания газа.

Сравнивая диаграммы поршневого компрессора и рассмотренной машины, видим, что заштрихованная часть является работой, которая теряется при сжатии в восьмерочном компрессоре. На диаграмме площадь аbеd представляет собой работу, необходимую для сжа­тия газа, вошедшего во всасывающую полость, а пло­щадь аbсd - работу, требуемую для сжатия всего газа, находящегося в полости сжатия.

Компрессоры восьмерочного типа с давлением нагне­тания 4-10⁵ Па применяются для питания сталеплавиль­ных конвертеров, для продувки двигателей внутреннего сгорания и т. п. Машины с более низким давлением около 10⁴ Па служат для подачи воздуха в вагранки и для пневмотранспорта.

Винтовая компрессионная машина имеет два ротора 1 (рис. 65) с параллельными осями, вращающихся с небольшими зазорами в корпусе 2 и связанных между собой парой шестерен 3.

Рис. 65. Разрез винтового компрессора

Роторы винтового компрессора представляют собой цилиндрические шестерни с малым числом винтовых зубьев. Зацепление зубьев циклоидальное точечное, при этом у одного из роторов зубья лежат целиком вне на­чальной окружности и имеют выпуклый профиль, а у другого - внутри начальной окружности и имеют вог­нутый профиль. Подвод и отвод газа про­изводится через окна на двух противоположных углах корпуса, так что газ проходит через компрессор в диа­гональном направлении. При вращении роторов газ в полостях, ограниченных поверхностями роторов, корпуса и линией соприкосновения роторов, переме­щается в осевом направлении со стороны всасывания к стороне нагнетания. Сначала эти полости сообщают­ся с всасывающим окном и заполняются газом. Затем это окно закрывается и линия соприкосновения рото­ров, отделяющая замкнутую в полостях порцию газа от следующей всасываемой порции, перемещается в осевом направлении к нагнетательному отверстию, ко­торое в определенный момент открывается и в котором происходит выталкивание газа.

Винтовые компрессоры работают с частотой враще­ния 1000-10000 об/мин. Благодаря большой частоте вращения эти компрессоры получаются сравнительно легкими и компактными. Подача винтовых компрессо­ров лежит в пределах 0,5-300 м³/мин. При избыточных давлениях выше 2-10⁵ Па винтовые компрессоры имеют КПД больше КПД машин других типов. На давление 7-10⁵ Па и выше компрессоры выполняются двухступен­чатыми.

Винтовые компрессоры аналогичны центробежным машинам, они также не загрязняют сжимаемого газа смазочным маслом (смазка роторов отсутствует) и ра­ботают вполне устойчиво. Винтовые компрессоры нахо­дят широкое применение в различных областях техни­ки, особенно там, где необходимо иметь компактную установку с большой подачей.

 

Литература

 

1. Поляков, В.В. Насосы и вентиляторы / В.В. Поляков, Л.С. Скворцов. – М.: Стройиздат, 1990. 335с.

2. Бромлей, М.Ф. Гидравлические машины и холодильные установки / М.Ф. Бромлей. – М.: Стройиздат, 1971, 259с.

3. Программа дисциплины «Насосы и вентиляторы (нагнетатели)» – М.: МИСИ им. В.В.Куйбышева, 1989, с.5.

4. Калинушкин, М.П. Вентиляторные установки / М.П. Калинушкин.   – М.: Высшая школа, 1979, 222с.

5. Калинушкин, М.Н. Гидравлические машины и холодильные установки / М.Н. Калинушкин. – М.: Издательство литературы по строительству, 1965, с.

6. Каменев, П.Н. Гидроэлеваторы в строительстве / П.Н. Каменев. – М.: Стройиздат, 1964, с.

7. Пеклов, А.А. Гидравлические машины и холодильные ус­тановки /      А.А. Пеклов. – Киев: Вища школа, 1971, 274с.

8. Справочник проектировщика, ч.I. Отопление, водопровод и канализация / под ред. М.Г. Староверова. – М.:Стройиздат, 1976, 429с.

9.  Справочник проектировщика, ч.II. Вентиляция и кондиционирование воздуха / под ред. М.Г. Староверова. – М.: Стройиздат, 1978, 509с.

10. Черкасский, В.М. Насосы, компрессоры, вентиляторы / В.М. Черкасский, Т.М. Романова, Р.А. Рауль. – М.: Энергия, 1968, с.

11. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3 ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн. 2 / Б.В. Баркалов, Н.Н. Павлов, С.С. Амирджанов и др.; Под ред. Н.Н.Павлова и Ю.И. Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992.- 416 с.: ил.- (Справочник проектировщика).

12. Внутренние санитарно-технические устройства. В 3 ч. Ч.3. Вентиляция и кондиционирование воздуха. Кн.1 / В.Н. Богословский, А.И. Пирумов, В.Н. Посохин и др.; Под ред. Н.Н. Павлова и Ю.И. Шиллера. – 4-е изд., перераб. и доп. – М.: Стройиздат, 1992.- 319 с.: ил.- (Справочник проектировщика).

13. Вахвахов, Г.Г. Работа вентилятора в сети / Г.Г. Вахвахов. – М.: Стройиздат, 1975. с.104.

 

Содержание

 

Основные условные обозначения. 3

ВВЕДЕНИЕ. 4

1. ОСНОВНЫЕ ПОНЯТИЯ И ОПРЕДЕЛЕНИЯ.. 7

1.1. Подача, давление, напор и энергия, создаваемые насосом и. 7

вентилятором. 7

1.2. Основные сведения из технической механики жидкости. 10

1.3. Классификация нагнетателей и область их применения. 20

1.3.1. Классификация нагнетателей. 20

1.3.2. Области применения различных нагнетателей. 30

2. СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАГНЕТАТЕЛЕЙ.. 32

3. КОНСТРУКЦИИ ЛОПАСТНЫХ НАГНЕТАТЕЛЕЙ.. 32

3.1. Центробежные насосы и вентиляторы.. 32

3.2. Уравнение Эйлера. Теоретический и действительный напоры.. 32

3.3. Радиальные вентиляторы.. 32

3.4. Центробежные насосы.. 32

3.5. Центробежные компрессоры.. 32

3.6. Осевые вентиляторы.. 32

3.7. Осевые насосы.. 32

3.8. Осевые компрессоры.. 32

3.9. Диаметральные вентиляторы.. 32

3.10. Регулирование нагнетателей. 32

4. НАГНЕТАТЕЛЬ ТРЕНИЯ.. 32

4.1. Вихревые насосы.. 32

4.2. Струйные нагнетатели. 32

5. ПОРШНЕВЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ.. 32

5.1. Поршневые насосы.. 32

5.2. Поршневые компрессоры.. 32

6. РОТОРНЫЕ НАГНЕТАТЕЛИ.. 32

6.1. Роторные насосы.. 32

6.2. Ротационные компрессоры.. 32

Литература. 32

 

Насосы, вентиляторы, компрессоры

Утверждено редакционно-издательским

советом университета в качестве

учебного пособия

 

 

Нижний Новгород - 2005

 

ББК 31.56 + 31.76

Б 75

 

 

Бодунов А.В. Насосы, вентиляторы, компрессоры: Учебное пособие. – Н.Новгород: Нижегород. гос. архит.-строит. ун-т, 2005. – 108 с.

ISBN 5-87941-257-1

 

 

В учебном пособии приведены сведения о физических свойствах жидкостей, используемых в системах теплогазоснабжения и вентиляции. Даны классификация нагнетателей и их принципиальные схемы. Рассмотрены гидравлические машины, широко исполь­зуемые в системах отопления, вентиляции и теплоснабжения (насо­сы, вентиляторы, компрессоры и т. д.). Приводятся конструкции и характеристики гидравлических машин, необходимые элементы их расчета, большое внимание уде­ляется подбору этих машин для работы в сети. Показана область использования нагнетателей разного типа.

Пособие предназначено для студентов вузов, обучающихся по специальности «Теплогазоснабжение и вентиляция».

 

ББК 31.56 + 31.76

 

 

 

ISBN 5-87941-257-1

 

                                                                                  © Бодунов А.В., 2005,

                                                                                   © ННГАСУ, 2005

123456789Следующая ⇒

Поделиться: