СД.Ф.4. Тепловые двигатели и нагнетатели (новое окно)

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
УЧЕБНО - МЕТОДИЧЕСКИЙ КОМПЛЕКС ДИСЦИПЛИНЫ
Тепловые двигатели и нагнетатели.
Специальность 140104.65 " Промышленная теплоэнергетика"
Форма подготовки (очная/ заочная)
курс __4/5___семестр __7/___
лекции __32/12__ (час.)
практические занятия__16/8___час.
лабораторные работы___16/8___час.
всего часов аудиторной нагрузки____64/28____ (час.)
самостоятельная работа ____116/152_____ (час.)
зачет __________ семестр
курсовая работа_7 семестр /5 курс__
экзамен____7 семестр/5 курс____
Учебно-методический комплекс составлен в соответствии с требованиями
государственного образовательного стандарта высшего профессионального образования
(209 тех/дс от 27.03.2000 г.).
Учебно-методический комплекс дисциплины обсужден на заседании Методической
комиссии ___ протокол № 9________от_____«30» __06__2012__г.
Зам. председателя Методической комиссии ___________Т.И. Горева
Составитель (ли) Ткаченко В.А., к.т.н., доцент_________________________________
Аннотация
Учебно-методический комплекс дисциплины «Тепловые двигатели и
нагнетатели» разработан для студентов 4/5 курса по специальности 140104.65
«Промышленная теплоэнергетика» в соответствии с требованиями ГОС ВПО
209 тех/дс от 27.03.2000г.
Дисциплина «Тепловые двигатели и нагнетатели» входит в федеральный
компонент ОПД цикла общепрофессиональных дисциплин ОПД. ДС.Ф.4
Общая трудоемкость освоения дисциплины составляет 180 час.
Учебным планом предусмотрены лекционные занятия (32/12 ), практические
занятия
(16/8 ), лабораторные занятия (16/8), самостоятельная работа
(116/52 ).
Целью преподавания дисциплины «Тепловые двигатели и нагнетатели»
является такая теоретическая и практическая подготовка, которая обеспечила
бы инженеру теплоэнергетику знание о месте
и роли
нагнетателей и
тепловых двигателей в системах теплоэнергоснабжения промышленных
предприятий, знать центробежные и осевые компрессоры и области их
применения, область применения различных типов тепловых двигателей,
паровых турбин,
стандартные параметры пара,
работу и мощность
турбинной ступени, принцип работы и схемы газотурбинных установок,
особенности работы высокотемпературных ступеней газовой турбины.
Дисциплина «Тепловые двигатели и нагнетатели»
курсами как « Физика», «Механика»,
Учебно-методический комплекс включает в себя:
- рабочую программу дисциплины;
- контрольно-измерительные материалы (тесты);
- список литературы ( в том числе интернет-ресурсов)
связана с такими
1.Цели и задачи изучения дисциплины
Цель дисциплины: является овладение основами и принципами действия
компрессоров различных типов, нагнетателей, вентиляторов, паровых и газовых
турбин, используемых в энергетическом хозяйстве промышленных предприятий,
методами технико-экономических показателей их работы.
Предметом дисциплины: являются изучение
гидрогазодинамических
процессов, протекающих в рассматриваемых машинах, расчет основных
характеристик машин , определение основных геометрических размеров машин по
заданным условиям, выбор оборудования и расчет для него наиболее экономичных,
надежных и безопасных режимов работы, для обеспечения правильной
эксплуатации оборудования.
Начальные требования к освоению дисциплины
Курс базируется на знаниях, полученных студентами при изучении общих
математических
«Химия»,
«Инженерная
«Прикладное
дисциплин
и естественных дисциплин («Математика», «Физика»,
графика»,
программное
и
специальных
«Экология»,
обеспечение»),
дисциплин
«Информатика»,
общепрофессиональных
«Теоретическая
механика»,
«Материаловедение», «Безопасность жизнедеятельности», «Термодинамика»,
«Гидрогазодинамика»,
«Тепломассообмен»,
«Технология
топлива
и
энергетических масел», «Теория горения и топочные процессы», «Котельные
установки и парогенераторы»,.
2. Требования к уровню освоения содержания дисциплины
В результате изучения дисциплины студенты должны:
Знать: об устройстве и рабочих процессах оборудования, его основных
технических характеристиках, об особенностях технически грамотной
эксплуатации этих машин и агрегатов.
Уметь: определять основные геометрические размеры машин по заданным
условиям, выбирать оборудование и рассчитывать для него наиболее
экономичные, надежные и безопасные режимы работы.
уметь использовать: обязательных нормативные, руководящие и
справочные материалы при разработке проектов энергетических
машин установок
уметь организовать и обеспечить: правильную эксплуатацию машин и
оборудования;
иметь навыки :проектирования энергетических установок.
3.ОБЪЕМ ДИСЦИПЛИНЫ И ВИДЫ УЧЕБНОЙ РАБОТЫ
Очная форма обучения
Вид учебной работы
Всего часов, 7 семестр
Общая трудоемкость дисциплины
180
Всего самостоятельная работа
116
Лекции
32
Лабораторные работы
16
Практические занятия
16
Курсовая работа
защита
Вид итогового контроля
экзамен
Заочная форма обучения.
Вид учебной работы
Общая трудоемкость дисциплины
Всего часов, семестр
180
Лекции
12
Лабораторные работы
8
Практические занятия
8
Всего самостоятельная работа
Курсовая работа
Вид итогового контроля
152
защита
экзамен
4.СОДЕРЖАНИЕ ДИСЦИПЛИНЫ.
4.1 Распределение учебного материала по видам занятий
Для очной формы подготовки
№
п/
п
Наименование раздела дисциплины
Распределение по
видам (час)
Лекц ПЗ
лб
ии
4
лк1лк2
1.
Основные понятия и определения.
Гидродинамические основы процессов в
нагнетательных и расширительных машинах,
принцип действия.
2.
Нагнетатели
объемного
действия.
особенности их работы, область применения.
Ротационные (винтовые, зубчатые) и поршневые
нагнетатели.
4
лк3лк4
3.
Нагнетатели кинетического действия.
Компрессоры. Рабочий процесс, индикаторная
диаграмма. Основные технико-экономические
характеристики
8
лк5лк9
4.
Паровые и газовые турбины, термодинамические
основы рабочего процесса и расчет проточной
части
10
лк10
лк14
5.
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Термодинамические основы рабочего процесса, карбюраторных двигателей и дизелей. Техникоэкономические показатели. Тепловой баланс
4
Лк15
6.
Основы теплового расчета ДВС
2
Лк16
32
8
пз1пз4
8
лб1лб4
8
пз5пз8
8
лб5лб8
16
16
Распределение учебного материала по видам занятий
Для заочной формы подготовки
№
п/
п
Наименование раздела дисциплины
Распределение по
видам (час)
Лекц ПЗ
лб
ии
2
лк1
1.
Основные понятия и определения.
Гидродинамические основы процессов в
нагнетательных и расширительных машинах,
принцип действия.
2.
Нагнетатели
объемного
действия.
особенности их работы, область применения.
Ротационные (винтовые, зубчатые) и поршневые
нагнетатели.
2
Лк2
3.
Нагнетатели кинетического действия.
Компрессоры. Рабочий процесс, индикаторная
диаграмма. Основные технико-экономические
характеристики
2
Лк3-
4.
Паровые и газовые турбины, термодинамические
основы рабочего процесса и расчет проточной
части
2
Лк4
5.
Двигатели внутреннего сгорания (ДВС). Термодинамические основы рабочего процесса, карбюраторных двигателей и дизелей. Техникоэкономические показатели. Тепловой баланс
2
Лк5
6.
Основы теплового расчета ДВС
2
Лк6
12
4
пз1пз2
4
лб1лб2
4
Пз3Пз4
4
Лб3лб4
8
8
4.2 Содержание лекционного курса
Раздел 1. - 4 часа/ 2 часа
место и роль нагнетателей и тепловых двигателей в системах
теплоэнергоснабжения промышленных предприятий; типы коммуникаций
в системах промтеплоэнергетики; классификация нагнетателей и
тепловых двигателей; анализ влияния начальных условий, охлаждения и
подвода тепла, сжимаемости и типа рабочего тела на работу сжатия и
расширения; определение мощности машины, понятие о КПД нагнетателя
и теплового двигателя;
Основные понятия и определения (терминология). Классификация
нагнетателей и тепловых двигателей (по принципу действия). Использование
нагнетателей и тепловых двигателей в теплоэнергетике.
Основные параметры, характеризующие нагнетательные и расширительные
машины. Термодинамические процессы сжатия и расширения газов. Анализ
влияния начальных условий и рода газа на работу сжатия и расширения.
Уравнение сохранения энергии для потока массы при сжатии и расширении.
Идеальные и реальные процессы. Общая классификация основных потерь.
Интерпретация процессов в диаграммах состояния.
Определение работы и мощности машины, понятие о КПД
нагнетательной и расширительной машины. Многоступенчатое сжатие и
расширение. Схемы проточных частей нагнетательной и расширительной
ступени турбомашины. Кинематика процессов, треугольники скоростей в осевой и
радиальной ступенях. Активный и реактивный принципы работы. Определение
окружного и осевого усилий в нагнетательной и расширительной машинах.
Газодинамические основы расчета турбомашин. Уравнение Эйлера. Анализ
уравнения Эйлера применительно к осевой и радиальной ступеням (на примере
нагнетательной машины). .
Раздел 2. – 4 часа/2 часа
классификация и область применения нагнетателей объемного
действия и поршневых детандеров; предельная степень повышения
давления в ступени, распределение давления между ступенями, КПД
компрессора; схемы поршневых компрессоров; нормализованные базы;
принцип работы поршневого детандера; холодопроизводительность, КПД и
отводимая мощность поршневого детандера;
Классификация нагнетателей объемного действия, особенности их работы, область
применения. Ротационные (винтовые, зубчатые) и поршневые нагнетатели.
Поршневой компрессор. Работа сжатия газа в идеальном и реальном
поршневом компрессоре. Удельная и полная работа и мощность поршневого
компрессора. Мертвое пространство и его влияние на производительность
поршневого компрессора. Предельная степень повышения давления в одной
ступени, распределение давления между ступенями. КПД компрессора.
Способы регулирования производительности поршневых и винтовых
компрессоров, характеристики серийно
выпускаемых
компрессоров.
Сопоставление с другими типами нагнетателей.
Методика определения основных размеров компрессоров, подбор привода. .
Раздел 3. – 8 часов/ 2 часа
принцип работы и область применения нагнетателей кинетического
действия; понятие удельной работы, напора и давления; газодинамические
основы
расчета
турбомашин;
теоретическая
характеристика
нагнетателя; общая классификация потерь в нагнетателях; учет потерь и
переход к действительной характеристике; понятие о рабочей зоне
характеристики; условия работы нагнетателя на сеть;
Классификация нагнетателей кинетического действия. Теоретический напор
центробежного нагнетателя. Зависимость напора от характерных размеров
ступени и частоты вращения колеса центробежного нагнетателя. Теоретические и
действительные характеристики центробежных нагнетателей. Условия работы
нагнетателя на сеть. Подобные режимы работы нагнетателя.
Совместная работа нагнетателей. Параллельная и последовательная работа
нагнетателей на общую сеть.
Допустимая высота всасывания центробежного насоса. Кавитация.
Типы насосов и вентиляторов, области их применения. Надежность работы.
Особенности конструкции центробежных и. осевых насосов и вентиляторов.
Методика выбора насосов и вентиляторов. Подбор привода.
Влияние сжимаемости рабочего тела на условия работы нагнетателей.
Работа компрессора на сеть. Устойчивая и неустойчивая работа нагнетателей.
Помпаж. Схема защиты турбокомпрессора от помпажа.
Центробежный и осевой, компрессор. Сопоставление показателей и
обоснование преимущественных, зон применения. Надежность работы
компрессоров.
Способы регулирования производительности нагнетателей. Особенности
конструкций многоступенчатых центробежных и осевых компрессоров.
Способы компенсация осевых усилий в турбокомпрессорах.
Методы и алгоритм расчета на ЭВМ основных размеров компрессоров.
Технико-экономические показатели серийно выпускаемых турбокомпрессоров.
Выбор компрессора и привода к нему.
Раздел 4 Паровые и газовые турбины. – 10 часов/ 2 часа
область применения различных типов тепловых двигателей;
классификация; типы паровых турбин; стандартные параметры пара;
работа и мощность турбинной ступени; типы потерь в проточной части
турбины; баланс энергии и структура КПД турбинной ступени; анализ
потерь в характерных сечениях турбины; работа турбинной ступени в
переменном режиме; понятие о диаграмме переменных режимов паровой
турбины;
основы
регулирования
мощности
паровых
турбин;
принципиальные схемы паротурбинных установок;
принцип работы и схемы газотурбинных установок; особенности
работы высокотемпературных ступеней газовой турбины; работа газовой
турбины в составе энергетических и приводных газотурбинных установок;
область
применения,
классификация
и
особенности
работы
турбодетандеров; характеристика турбодетандера;
Анализ уравнения Эйлера для турбинной ступени. Активная и реактивная
турбинная ступень. Особенности работы сопла с косым срезом. Сопловая и
рабочая решетки. Характер изменения параметров рабочего тела в проточной
части турбинной ступени.
Работа и мощность, турбинной ступени. Внутренние и внешние потери в
проточной части турбинной ступени, их физическое толкование. Баланс энергии и
структура КПД турбинной ступени. Зависимость КПД ступени от отношения
окружной скорости лопатки к скорости истечения рабочего тела из сопла.
Парциальный подвод рабочего тела, степень парциальности. Методика и
алгоритм теплового расчёта турбинной ступени с использованием ЭВМ.
Турбинная ступень скорости, ее назначение, схема устройства, принцип действия.
Достоинства и конструктивные особенности многоступенчатых активных и
реактивных турбин. Понятие о «возврате тепла». Влияние коэффициента возврата на
КПД
многоступенчатой
турбины.
Характеристический
коэффициент
многоступенчатой турбины. Основы предварительного теплового расчета
многоступенчатых турбин;
Классификация, типы, энергетические характеристики отечественных
конденсационных и теплофикационных паровых турбин; Стандартные параметры
пара. Приводные турбины. Влияние внешних факторов на работу и показатели
экономичности турбоустановок.
Работа проточной части турбины при расходах и параметрах рабочего тела,
отличных от номинальных. Зависимость расходов пара от мощности турбины. Связь
расходов рабочего тела с давлением по отсекам турбины. Парораспределение.
Регулируемые и нерегулируемые отборы пара, пределы и методы
регулирования. Переменный режим работы теплофикационных паровых турбин с
регулируемым отбором и конденсацией пара.
Газовые турбины. Классификация, типы, энергетические характеристики
серийных турбин. Особенности конструкции газовых турбин. Регенерация
отводимого тепла.
Раздел 5. Двигатели внутреннего сгорания. – 4 часа/ 2 часа
принцип работы, классификация и область применения двигателей
внутреннего сгорания, двигателей Стирлинга; схемы двигателей, основные
показатели работы двигателей.
Поршневые ДВС. Классификация, рабочий процесс, его основные
параметры, характеристики двигателя. Особенности классификации: по
способу смесеобразования (карбюраторные и дизельные); по организации
рабочего процесса (четырех и двухтактные, особенности двухтактных
машин); по скорости поршня (быстроходные и тихоходные); по давлению в
начале сжатия (обычные и с наддувом); по использованию тепла выхлопных
газов (обычные, с турбонаддувом, комбинированные ДВС + газовая
турбина). Реальная индикаторная диаграмма двигателя и характер каждого
процесса по ней. Теплообмен в цилиндре двигателя, показатели политроп
сжатия и расширения. Среднее индикаторное давление, индикаторная
мощность, индикаторный КПД двигателя. Эффективная мощность,
эффективный и механический КПД. Литровая мощность, весогабаритные
характеристики двигателя. Скоростные характеристики двигателя, внешняя
скоростная характеристика. Нагрузочная и регуляторная характеристики.
Кинематика и динамика кривошипно-шатунного механизма.
Зависимость перемещения, скорости и ускорения для поршня и шатунной
шейки коленвала от угла поворота . Угловая скорость и ускорение
вращения коленвала. Силы, действующие на поршень, пересчет зависимости
Р=f(V) в зависимость P=f(), развертка по  индикаторной диаграммы.
Уравновешивание силы давления газов. Силы инерции поршня. Определение
сил инерции, действующих на головки шатуна. Силы инерции шатунной
шейки. Динамическая эквивалентность двухмассовой схемы шатуна.
Уравновешивание центробежных сил инерции.
Конструкция поршневых ДВС. Назначение, устройство и особенность
эксплуатации коленчатого вала, цилиндра, поршня, головки цилиндров,
впускных и выпускных клапанов, системы смазки, системы топливоподачи,
системы регулирования. Кулачковая система газораспределения. Форсунки.
Топливный насос. Картер, блок цилиндров и др. детали двигателя.
Раздел 6 Основы теплового расчета ДВС. – 2 часа/2 часа
основные показатели работы двигателей.
Понятие о безразмерных характеристиках цикла (,,,n1, n2). Расчет тепла и
работы за цикл как суммы соответствующих эффектов за каждый процесс.
Определение основных размеров рабочего цилиндра, числа цилиндров и
числа оборотов двигателя.
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
МАТЕРИАЛЫ ЛЕКЦИОННЫХ ЗАНЯТИЙ
по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»
1. Общие сведения о машинах для подачи жидкостей и газов
Основные определения и классификация устройств для подачи жидкостей и
газов
Насос — устройство (гидравлическая машина или аппарат) для
напорного перемещения (всасывания и нагнетания) главным образом
капельной жидкости в результате сообщения ей механической энергии
(потенциальной и кинетической). ГОСТ 17398–72 определяет насос как
машину для создания потока жидкой среды. Устройства для безнапорного
перемещения жидкости насосами обычно не называют и относят к
водоподъемным машинам.
Компрессорная машина — это машина, предназначенная для подачи
газовых сред путем сообщения им механической энергии. В зависимости от
степени сжатия t (т. е. отношения давления на выходе к давлению на входе)
1,15),
газодувки (1,15 £ t £ 3) и компрессоры (t •
3). Вследствие малого
изменения давления вентиляторами термодинамического изменения газа
почти не происходит. Это дает основание рассматривать теорию лопастных
насосов и вентиляторов рассматривать слитно, как теорию машин для подачи
несжимаемой среды.
Гидравлические машины для подачи жидкостей и газов в целом часто
называют также нагнетателями.
Названия большинства устройств, применяемых для всасывания и
нагнетания жидкостей, состоят из слова «насос» и соответствующего
определения, характеризующего, как правило, либо принцип его действия
(например,
центробежный,
электромагнитный),
либо
особенности
конструкции (горизонтальный, зубчатый, шиберный), либо подаваемую
среду (например, конденсатный, грунтовой). Иногда определительное слово
фиксирует
назначение
или
область
применения
насоса
(например,
лабораторный, дозировочный), тип привода (с паровым приводом, с
электроприводом), а также автора конструкции (например, насос Гемфри)
или название фирмы (насос СИХИ — по первым буквам слов Simen Hinsch;
насос Фарко — по имени владельца завода). Некоторые из рассматриваемых
устройств получили особые названия, например: газлифт, одна из
конструкций которого называется маммут-насос, или насос Маммута;
вытеснители, к которым относится монжус, называемый также насосом
Монтежю, или пневматический насос; гидроэлеватор, инжектор и эжектор,
являющиеся разновидностями струйного насоса.
Устройства для напорного перемещения жидкостей разделяют на виды
и разновидности по различным признакам, например по принципу действия и
конструкции. Насосы можно также условно разделить на насосы-машины,
приводимые в действие от двигателей, и насосы-аппараты, которые
действуют за счет иных источников энергии и не имеют движущихся
рабочих органов. ГОСТ 17389–72 подразделяет насосы на два основных
класса: динамические и объемные.
Компрессорные машины также подразделяют на динамические и
объемные.
В динамических машинах передача энергии потоку происходит под
влиянием сил, действующих на жидкость (газ) в рабочих полостях,
постоянно соединенных с входом и выходом насоса (компрессорной
машины). Доля кинетической энергии в общем приращении энергии
достаточно велика вследствие больших скоростей жидкости (газа) на выходе
из машины.
Работа объемных машин выполняется путем всасывания и вытеснения
жидких или газовых сред за счет циклического изменения объема в рабочих
полостях (цилиндрах, корпусах специальных форм) при движении рабочих
органов (поршней, диафрагм, пластин, зубцов и т. д.). Простейший пример —
поршневой насос одностороннего действия. Периодичность движения
поршня
обусловливает
неравномерность
подачи
и
возникновения
инерционных сил. Поэтому привод таких машин имеет низкую частоту
вращения. Эти обстоятельства вызвали появление объемных насосов
вращательного типа, называемых роторными: шестеренных, пластинчатых и
винтовых.
Классификация насосов по энергетическому и конструктивным
признакам
представлена
на
рис. 1.1,
аналогичная
классификация
компрессорных машин — на рис. 1.2.
Динамические машины представлены в современной промышленности
четырьмя
основными
диагональными
и
конструктивными
осевыми
насосами
группами:
(рис. 1.3),
центробежными,
вентиляторами
и
компрессорами и вихревыми насосами. Машины первых двух групп
являются лопастными, третья группа относится к машинам трения.
Лопастные насосы также подразделяются по конструкции отвода —
устройства для частичного преобразования кинетической энергии жидкости в
потенциальную
энергию
давления
(со
спиральным,
кольцевым
или
лопаточным отводом), по числу потоков внутри рабочего колеса (рис. 1.4), по
числу
ступеней
рабочих
колес
в
насосе —
одноступенчатый,
многоступенчатый (одностороннее или симметричное расположение колес
на одном валу с последовательным прохождением потока) и по числу
потоков — однопоточные и многопоточные (с параллельным прохождением
потока через колеса, расположенные на одном валу). По расположению оси
вращения вала насосы подразделяются на вертикальные, горизонтальные, с
наклонной осью.
В осевых и диагональных насосах лопасти на рабочем колесе могут
быть жестко закрепленными во втулке или с поворотными (регулируемыми),
с электрическим, гидравлическим или электрогидравлическим приводом их
разворота.
По способу герметизации насосы можно разделить на две группы: с
уплотнением вала (обычно сальниковым или торцевым, для крупных насосов
— щелевым) и герметичные (с экранированным электродвигателем, ротор и
статор
которого
разделены
магнитопроницаемой стали).
тонкой
цилиндрической
гильзой
из
Рис. 1.1. Основная классификация насосов
Рис. 1.2. Основная классификация компрессорных машин
Рис. 1.3. Классификация лопастных насосов
по направлению потока жидкости на выходе из рабочего колеса:
а) центробежный; б) диагональный; в) осевой
Рис. 1.4. Классификация центробежных насосов по потокам внутри рабочего
колеса:
а) одностороннего входа;
б) двустороннего входа
Классификация насосов по назначению не может быть строгой, т. к.
одни и те же насосы применяются в энергетике, водоснабжении, в
химическом производстве и т. д. Например, в теплоэнергетике все
центробежные насосы разделяют на следующие группы: 1) насосы для
чистой воды; 2) конденсатные (для удаления конденсата с температурой до
393 К); 3) питательные (для подачи горячей воды в паровые котлы); 4)
насосы для кислых сред (из нержавеющих сталей); 5) насосы для подачи
смесей жидкостей и твердых частиц, в том числе песковые, шламовые
(грязевые), земляные (землесосы) (для снижения износа проточная часть
насосов выполнена из конструкционных или твердых белых чугунов).
Особо следует отметить химические насосы (тип Х). Конструктивно
они выполнены практически одинаково и различаются в основном
материалом
деталей
проточной
части
в
зависимости
от
качества
перекачиваемой среды и условий эксплуатации. Химические насосы
выпускаются различных типоразмеров (Х, АХ, ХБ, ХВС, ХГ, ХМ, АХП, ХО,
ХП, ТХ, ТХИ) в горизонтальном и вертикальном исполнении.
Основные параметры гидравлических машин для подачи жидкостей и газов
Основными
параметрами
гидравлических
машин
для
подачи
жидкостей и газов (нагнетателей) являются подача, напор (или развиваемое
давление), потребляемая мощность и КПД.
Подача (производительность) — количество (объем или масса)
жидкости (газа), подаваемое машиной в сеть в единицу времени.
Соответственно различают производительность объемную Q, м3/с, и
массовую G, кг/с.
В расчетах принято приводить объемную подачу компрессоров к
условиям всасывания (для вакуум-насосов — к условиям на линии
нагнетания) или к нормальным условиям, т. е. к давлению 100 кПа и
температуре 293 К.
Напор насоса (м) — это удельная механическая энергия, сообщаемая
насосом жидкости в единицу времени:
,
(1.1)
где Е — полная механическая энергия, сообщаемая жидкости за время t, Дж;
m — масса жидкости, протекающей через насос за время t, кг; g — ускорение
свободного падения, м/с2.
Согласно ГОСТ 17398–72, давление, развиваемое насосом (Па),
определено зависимостью
p  pн  pв  g z н  z в   
vн2  vв2
2
,
(1.2)
где рв, рн — соответственно давления на входе в насос (во всасывающем
патрубке) и на выходе из него (в нагнетательном патрубке), Па; r —
плотность жидкости, кг/м3; zв, zн — высоты расположения центров входного
и выходного сечений насоса, м; vв, vн — средние скорости потока на входе и
выходе, м/с.
Связь
между
давлением,
развиваемым
насосом,
и
напором,
представляется соотношением:
,
(1.3)
откуда следует выражение для напора, развиваемого насосом:
H 
pн  p в
v 2  vв2
 z н  z в   н
g
2g
.
(1.4)
Выражение (1.4) имеет четкий энергетический смысл: первое слагаемое
характеризует приращение удельной потенциальной энергии давления,
приобретаемой жидкостью в насосе, второе — приращение удельной
потенциальной энергии положения, третье — приращение ее удельной
кинетической энергии. Сумма первых двух слагаемых характеризует
развиваемое насосом увеличение статического напора, третье слагаемое —
увеличение скоростного напора.
Из выражения (1.4) вытекает, что напор измеряется в метрах столба
перекачиваемой жидкости. Не следует воспринимать напор насоса как
геометрическую высоту столба жидкости, на которую насос может поднять
жидкость. Соотношение (1.4), помимо изменения потенциальной энергии,
обусловленной подъемом жидкости на высоту (zн — zв), содержит еще и
приращение потенциальной энергии давления
кинетической энергии
, а также приращение
.
Полезная мощность (мощность, сообщаемая насосом жидкости либо
вентилятором
газу)
при
известных
производительности
и
напоре
определяется из выражения
Nп
gQH
(1.5)
и может интерпретироваться как работа, затраченная на подъем на высоту Н
жидкости весом rgQDt, отнесенная к промежутку времени Dt.
Эффективная (затрачиваемая) мощность Nэф — это мощность,
потребляемая насосом (вентилятором) при перекачивании жидкости (газа) от
механического привода, т. е. она может быть измерена на приводном валу
насоса.
Схема
преобразования
мощности
Nэл,
потребляемой
электроприводом, сначала в эффективную мощность Nэф, а затем в полезную
Nп представлена на рис. 1.5.
Рис. 1.5. Схема трансформации мощности при работе нагнетателя от
электропривода
Коэффициент полезного действия (КПД) насоса (вентилятора)
(1.6)
может быть представлен в виде
h = h г × h об × h мех,
(1.7)
где hг — гидравлический КПД, учитывает потери энергии, обусловленные
гидравлическими сопротивлениями внутри насоса (в клапанах и патрубках
поршневых насосов, в проточных каналах лопастных насосов и т. п.), т. е.
связан со снижением H; hоб — объемный КПД, учитывает потери энергии,
вызванные
внутренними
и
внешними
утечками
жидкости
(между
всасывающим и нагнетательным патрубками, через уплотнения вала), т. е.
обусловлен снижением Q; hмех — механический КПД, учитывает прочие
потери энергии в насосе (на трение в подшипниках, уплотнениях, трение
поршня о цилиндр в поршневом насосе, диссипацию энергии в жидкости
между диском колеса центробежного насоса и его корпусом и т. п.).
Всасывающая
способность
обусловлена
явлением
кавитации
и
характеризуется максимально допустимой высотой установки насоса над
уровнем жидкости в емкости, из которой она всасывается (при данном
давлении в емкости и температуре жидкости).
Подача и напор объемных и динамических машин. Области применения
насосов и компрессоров
Подача и напор нагнетателей определяются, с одной стороны, их
конструкцией и скоростями движения рабочих органов, с другой —
характеристикой сети, к которой подключен нагнетатель (рис. 1.9).
Поршневые и роторные машины конструктивно приспособлены для
создания высоких напоров при относительно небольших подачах. Лопастные
машины перекрывают область значительных подач при широком диапазоне
развиваемых напоров, причем для центробежных машин характерны
большие напоры, для диагональных — умеренные, для осевых — малые
напоры и наибольшие подачи. Вихревые машины занимают промежуточную
область между центробежными и поршневыми.
Представление о подачах и напорах насосов общепромышленного
назначения разных типов, где в качестве перекачиваемой жидкости принята
вода, можно получить по рис. 1.6. Отдельные уникальные конструкции
насосов могут иметь параметры, выходящие за пределы этого графика.
Однако в целом нетрудно проследить выполнение закона сохранения
энергии: при перекачивании одной и той же жидкости при постоянной
полезной мощности согласно формуле (1.5) с ростом производительности
напор уменьшается, и наоборот. Области применения компрессоров
различных типов показаны на рис. 1.7.
Рис. 1.6. Примерные графики подач и напоров насосов различных типов для
перекачивания воды:
I — поршневые; II — центробежные; III — осевые
Рис. 1.7. Области применения различных типов компрессоров по
производительности и давлению:
I — поршневые; II — центробежные;
III — винтовые; IV — ротационные
Наибольшее распространение в промышленности получили центробежные
нагнетатели. Центробежные насосы могут создавать напор до 3500 м и
подачу — 100 000 м3/ч в одном агрегате; подача центробежных вентиляторов
достигает 1 000 000 м3/ч в одном агрегате.
Центробежные насосы используются в теплоэнергетических установках для
питания котлов, подачи конденсата и сетевой воды, а также для подачи
умеренно
вязких
жидкостей
в
химической
и
нефтехимической
промышленности. В конденсационных установках мощных паровых турбин
применяют осевые насосы. Струйные насосы используют для удаления
воздуха из конденсаторов паровых турбин, а также в качестве эжекторов и
инжекторов.
Вихревые насосы применяют для подачи кислот, щелочей и других
химически агрессивных сред, где при малых подачах необходимы высокие
напоры, а также для перекачивания сжиженного газа. Разработаны
конструкции
дисковых
насосов,
обладающих
высокими
антикавитационными качествами.
Поршневые насосы применяются для питания паровых котлоагрегатов малой
паропроизводительности и в качестве дозаторов реагентов. Роторные
нагнетатели чаще всего применяются в системах смазки (шестеренные
насосы).
Осевые вентиляторы используются в установках местного проветривания, в
градирнях и т. п. Прямоточные центробежные (радиальные) вентиляторы
используют
в
установках
с
ограниченными
размерами.
Смерчевые
вентиляторы целесообразно применять для перемещения среды, которую
нельзя
подвергать
механическому
повреждению,
а
также
для
пневматического транспортирования материалов, вызывающих большой
износ лопаток и дисков рабочих колес. Дисковые вентиляторы благодаря их
малошумности устанавливают в местных кондиционерах для вентиляции
помещений. Диаметральные вентиляторы широко используют в системах
вентиляции
и
кондиционирования
воздуха,
в
электротермическом
оборудовании, в бытовых установках.
Центробежные компрессоры являются основным видом компрессорных
машин в химическом и металлургическом производствах. Поршневые
компрессоры служат для снабжения сжатым воздухом пневмоинструмента, а
на тепловых электростанциях — для сдува золы и сажи с поверхностей
котельных агрегатов. Роторные компрессорные машины особенно часто
используются в качестве газодувок и вакуум-насосов.
Работа насоса, подключенного к сети
Для определения фактических напора и производительности, при
которых работает насос, нужно знать параметры сети, к которой он
подключен (рис. 1.8).
Рис. 1.8. Насос, включенный в сеть:
1 — сеть; 2 — насос
Понятие характеристики сети введено ранее. В случае турбулентного
режима течения жидкости в трубах характеристика сети близка к
квадратичной, где Н0 — статический напор, т. е. в координатах H—Q
характеристика сети имеет вид параболы (рис. 1.9).
Рис. 1.9. График совместной работы насоса и сети:
1 — характеристика сети; 2 — характеристика насоса
Уравнение характеристики сети позволяет при заданных параметрах
сети найти напор насоса Н для обеспечения заданного расхода Q, а значит —
подобрать насос.
Точка пересечения характеристики сети и характеристики насоса
(т.очка А на рис. 1.9) является рабочей точкой, соответствующие ей подача
QA и напор HA — это самопроизвольно устанавливающиеся параметры
системы насос—сеть. Очевидно, что при выборе насоса в точке пересечения
характеристик должны выполняться условия QA > Qр и HA > Hр, где Qр и Hр
—
требуемые
рабочие
параметры
сети.
Способы
регулирования
производительности насосов описаны ниже (см.: Регулирование подачи
центробежных нагнетателей).
2. Насосы
Центробежные насосы
Общие закономерности работы центробежных насосов
Центробежный насос состоит из корпуса, в котором вращается рабочее
колесо с лопатками. Под действием возникающего центробежного поля
жидкость отбрасывается от центра к периферии, так что вблизи оси насоса
возникает разрежение, а на периферии давление возрастает. Схема рабочего
колеса показана на рис. 2.1 (см. также рис. 2.3). На рис. 2.2 изображены
планы скоростей жидкости для идеального центробежного насоса. На рис. 2.1
и 2.2 приняты следующие обозначения: индекс «1» соответствует точке
входа на лопатку колеса, индекс «2» — точке выхода с лопатки; D —
диаметр входа на лопатку (выхода с лопатки); b — ширина проточной части
колеса; d — толщина лопатки; n — частота вращения рабочего колеса; u —
вектор абсолютной скорости частицы (элемента) жидкости; uот — вектор
относительной скорости элемента жидкости (по отношению к лопатке); uпер
— вектор переносной скорости колеса (т. е. окружная скорость колеса); uR —
радиальная составляющая вектора абсолютной скорости элемента жидкости.
Углы между касательными к лопатке и к окружности колеса: на входе b1, на
выходе — b2. Углы между вектором абсолютной скорости u и касательной к
окружности колеса: на входе — a1, на выходе — a2.
Рис. 2.1. Рабочее колесо центробежного насоса
Рис. 2.2. Планы скоростей:
а) при входе жидкости в колесо;
б) при выходе жидкости из колеса
При отсутствии специальных направляющих аппаратов подкрутка
жидкости перед ее входом на лопатки рабочего колеса невелика, при этом
скорость u1 направлена радиально, т. е. a1 = 90, u1 = u1R. Для достижения
безударного входа жидкости на лопатки при заданной оптимальной подаче
при конструировании центробежного насоса выбирают соответствующий
угол b1.
При бесконечно большом количестве лопаток
с бесконечно малой
толщиной теоретический напор насоса (формула Эйлера)
.
(2.1)
Если подкрутка отсутствует (a1 = 90), то cos(a1) = 0; тогда, используя
выражение для подачи
Qт = D2b2u2R,
(2.2)
теоретический напор можно выразить в виде
.
(2.3)
Действительный напор насоса меньше теоретического по следующим
причинам: реальные лопатки имеют конечную толщину и их количество
ограниченно, поэтому в межлопастных каналах колеса возникает циркуляция
жидкости, план скоростей искажается; при течении жидкости в насосе (в
межлопаточных каналах, при входе жидкости на лопатки, в улитке, во
всасывающем и нагнетательном патрубках) неизбежны гидравлические
потери. Первый фактор учитывают при помощи коэффициента циркуляции
,
(2.4)
где — коэффициент, зависящий от шероховатости поверхности проточной
части колеса (принимают y = 0,9¸ 1,1).
Второй фактор характеризуется гидравлическим КПД — hг, который
для современных гидравлических машин колеблется в пределах 0,80–0,96.
Действительный напор насоса можно рассчитать по формуле
Н = Нт h г kц.
(2.5)
Действительная подача реального насоса с учетом толщины лопаток
Q = Qт h об k2,
(2.6)
где hоб — объемный КПД насоса; k2 — коэффициент, учитывающий
стеснение проточной части насоса лопатками: k2 =
.
Отношение статического напора к полному для идеального насоса с
безударным входом на лопатки (при оптимальном угле b1)
,
причем
(2.7)
при b2 = 90. В реальных насосах для достижения высокого
КПД угол b2 выбирают в диапазоне 15–35 (лопатки загнуты назад), при этом
снижается скоростной напор, а значит, и гидравлические потери внутри
насоса; помимо этого, соблюдение условия b2 < 90 позволяет избежать
возникновения кавитации в зоне А (рис. 2.3). В ряде конструкций
центробежных вентиляторов для достижения высоких скоростных напоров
лопатки выполняют загнутыми вперед, т. е. b2 > 90, что приводит, однако, к
снижению КПД.
Подводы и отводы центробежных машин
Центробежные машины содержат помимо корпуса и рабочего колеса,
закрепленного на валу привода, еще два конструктивных элемента: подводы
и отводы (рис. 2.3).
Подводом называют часть проточной полости машины, подводящую
перемещаемую среду к входному отверстию рабочего колеса. Подвод
правильной конструкции для сохранения высокого гидравлического КПД
машины должен давать равномерное, осесимметричное распределение
потока по входному сечению рабочего колеса. Потери в подводе должны
быть минимальными, для этого скорости в его сечениях не должны быть
высокими. Поэтому диаметр подводящего патрубка центробежных насосов
обычно больше диаметра нагнетательного патрубка, а сам подвод выполняют
либо спиральным (при поперечном потоке), либо в виде прямолинейного
конфузора (при осевом потоке) — рис. 2.3.
Рис. 2.3. Схема центробежной машины:
1 — подвод конфузорного типа; 2 — рабочее колесо;
3 — спиральный отвод; 4 — приводной вал;
А — зона возможной кавитации
Отводом называют часть проточной полости машины, принимающую
перемещаемую среду из рабочего колеса и частично преобразующую
кинетическую энергию этой среды в потенциальную.
Известны три типа отводов: кольцевой (цилиндрическое пространство
постоянной
ширины,
охватывающее
рабочее
колесо),
спиральный
(представляет собой комбинацию криволинейного диффузора с кольцевым
отводом —
рис. 2.3)
и
лопаточный
(обычно
используется
в
многоступенчатых машинах и представляет собой систему нескольких
диффузорных каналов, окружающих рабочее колесо — рис. 2.4).
Рис. 2.4. Лопаточный отвод центробежной машины
Подобие центробежных насосов. Коэффициент быстроходности
Движение жидкостей (газов) в проточной полости машин весьма
сложно и не поддается точному теоретическому описанию. Поэтому для
определения
(или
промышленных
уточнения)
размеров
характеристик
нередко
гидравлических
используют
метод
машин
физического
моделирования, т. е. по результатам испытаний модели (лабораторного
образца
либо
действующей
промышленной
машины)
рассчитывают
характеристики аналогичных машин с другими размерами, частотой
вращения и т. д. при соблюдении законов подобия между ними.
Основное уравнение реального центробежного насоса (2.5) можно
выразить в безразмерном виде
,
где
— безразмерный напор насоса;
производительность насоса;
(2.8)
— безразмерная
— геометрический симплекс.
Для выполнения условий гидродинамического подобия необходимо,
чтобы рабочие колеса подобных центробежных насосов удовлетворяли
требованиям:
- геометрического подобия, т. е.
= const, b2 = const, k2 = const;
- кинематического подобия, т. е. должны быть подобны поля скоростей и
hоб = const, kц = const;
- динамического подобия, т. е. должны быть одинаковыми режимы
течения жидкости в проточной части подобных насосов: hг = const.
Из
этих
условий
следует,
что
подобные
насосы
обладают
тождественными характеристиками, если их представить в безразмерном
виде (2.8). Ряд подобных насосов можно охарактеризовать числом
подобия — соотношением оптимального напора Hопт и оптимальной подачи
Qопт, соответствующих оптимальному режиму работы, при котором
наблюдается безударный вход жидкости на лопатки колеса, а значит, и
максимальный КПД. В практике насосостроения в качестве такого числа
подобия принят коэффициент быстроходности
,
(2.9)
где n — частота вращения рабочего колеса, с–1.
Коэффициентом
быстроходности
данной
машины
(насоса,
компрессора, вентилятора) называют число, равное частоте вращения
рабочего колеса машины, геометрически подобной данной, но имеющей
подачу 0,075 м3/с и напор 1 м в режиме максимального КПД.
Значения коэффициента быстроходности для различных типов насосов
следующие:
Центробежные
40–300
Диагональные
300–600
Осевые
600–1200
Таким образом, по мере увеличения ns производительность насосов
увеличивается, а напор снижается.
Коэффициент
быстроходности
практически
однозначно
связан
с
геометрическими размерами рабочего колеса (см. рис. 2.1):
ns
60
100
180
3
2
1,5
0,05
0,1
0,2
Пересчет характеристик центробежных машин при изменении частоты
вращения
Пусть известны параметры HI, QI, NэфI насоса (вентилятора) при частоте
вращения nI. Требуется получить эти параметры при частоте вращения nII.
При
удовлетворении
условия
гидродинамического
подобия
течения
жидкости в проточной части насоса, т. е. h = const, получены формулы
пропорциональности
,
(2.10)
(2.11)
Очевидно, что эти формулы справедливы лишь в узком диапазоне
изменения n, т. к. с изменением частоты вращения изменяется скорость
течения жидкости в насосе, а значит, и число Рейнольдса, т. е. нарушается
условие гидродинамического подобия. На практике формулами (2.11)
пользуются в области
.
Уравнение
.
(2.12)
называют параболой подобных режимов (рис. 2.9), т. к. она характеризует
зависимость H от Q с изменением частоты вращения n при условии
Компенсация осевых усилий в центробежных насосах
Осевые силы возникают в центробежных машинах как результат
неодинакового распределения давлений, действующих на рабочие колеса с
передней (обращенной к всасывающему патрубку) и задней сторон. Кроме
того, осевая сила возникает и в результате динамического действия потока,
входящего в рабочие колеса. В крупных многоступенчатых центробежных
насосах осевые силы могут достигать нескольких тонн, приводя к
преждевременному износу подшипников и уплотнений; в компрессорных
машинах в силу малой плотности газа эти силы не столь значительны.
Рис. 2.5. Распределение осевых давлений по наружным поверхностям колеса
центробежной машины:
1 — уплотнение колеса; 2, 3 — зазоры
Пусть у входа в рабочее колесо давление равно р1 (рис. 2.5). При
наличии уплотнения 1 на входном диаметре колеса конечное давление р2
распространяется через зазоры 2 и 3 между колесом и корпусом насоса. В
полости закрытого рабочего колеса между входными и выходными кромками
лопаток (т. е. на радиусе от R1 до R2) осевые силы полностью уравновешены.
Действительное осевое давление в любой точке наружной поверхности
колеса определяется давлением р2 (на радиусе R2) и центробежным
давлением, обусловленным вращением жидкости в зазорах 2 и 3. В передней
же стороне на радиусе Rу действует постоянное давление р1. Вследствие этой
асимметрии и возникает осевая сила Рр (рис. 2.5). В силу малости зазоров 2 и
3 средняя угловая скорость жидкости в них вдвое меньше скорости колеса на
данном радиусе, что позволило получить формулу для осевой силы:
Pp    Rу2  Rв2   p2  p1  
2 2
 Rу  Rв2   R22  0,5  Rу2  Rв2  ,
8
(2.13)
где w — угловая скорость вращения колеса, с–1; w = 2p n.
Сила, обусловленная динамическим давлением входящего потока на
колесо:
.
Суммарная осевая сила, действующая на одно рабочее колесо
центробежной машины:
(2.14)
Рос = Рр – Рд.
(6.3.2.15)
Как видно из формулы (2.13), при данных размерах колеса и частоте
вращения осевая сила тем выше, чем больше давление р2. Поэтому при
дросселировании, когда р2 возрастает, осевая сила также растет.
Компенсация осевой силы происходит благодаря следующим
конструктивным решениям:
- применению рабочего колеса с двусторонним входом либо с
двусторонним симметричным входом (для многоступенчатых машин);
- использованию переточных отверстий и ложной ступицы;
- выполнению импеллера на задней стороне рабочего колеса;
- в многоступенчатых насосах — установке разгрузочного диска
(гидравлической пяты).
Рабочее колесо с двусторонним входом (рис. 2.6, а) не передает осевой
силы на вал в силу своей симметрии; колеса такого типа широко
используются
в
одноступенчатых
центробежных
насосах.
При
использовании переточных отверстий 2 (либо специальной соединительной
трубки) и ложной ступицы 3 (рис. 2.6, б) диаметр последней выполняют
таким же, как и диаметр уплотнения 1 рабочего колеса. Благодаря
переточным отверстиям давления по обе стороны колеса на радиусе Rу
выравниваются и сила Рр исчезает. Динамическое усилие Рд невелико и
может восприниматься подшипником. Этот способ уравновешивания удобен
и прост и поэтому широко распространен. Его недостатком является
некоторое понижение объемного КПД за счет дополнительного перетекания
через отверстия.
Рис. 2.6. Способы компенсации осевой силы в центробежных насосах:
а) колесо с двусторонним входом жидкости;
б) колесо с переточными отверстиями и ложной ступицей;
в) колесо с импеллером;
г) эпюра давлений для колеса с импеллером
1 — уплотнение колеса; 2 — ложная ступица;
3 — переточные отверстия; 4 — лопасти импеллера
Импеллер, состоящий из радиальных лопаток 4 на задней стороне
рабочего колеса (рис. 2.6, в), при заданной частоте вращения создает такое
центробежное поле давления, площадь эпюры которого (рис. 2.6, г) в
точности равна площади эпюры центробежного давления в зазоре между
передней частью колеса и корпусом (рис. 2.6, в). Это приводит к
уравновешиванию осевой силы. Недостаток метода: при изменении частоты
вращения эффект компенсации осевой силы нарушается.
Регулирование подачи центробежных нагнетателей
Основной задачей регулирования насоса является подача в сеть
заданного расхода жидкости. Для этого может использоваться один из
следующих способов: дросселирование; байпасирование; изменение частоты
вращения рабочего колеса; регулирование поворотными направляющими на
входе в рабочее колесо, т. е. подкрутка потока на входе. Первые три способа
описаны ниже, четвертый обычно применяют для регулирования подачи
вентиляторов и центробежных компрессоров; так, при a1 < 90 напор,
создаваемый нагнетателем, уменьшается (см. (2.1) и план скоростей на
рис. 2.2), а при a1 > 90 напор увеличивается. При включении нагнетателя в
сеть соответственно будет уменьшаться или увеличиваться и подача.
Определив характеристику сети, при заданном расходе находят
необходимый напор, а затем ориентировочно, с некоторым запасом,
подбирают один или несколько типов насосов, способных обеспечить эти два
параметра в сети. На практике характеристики насосов обычно заданы
графически, поэтому задачи, связанные с подбором наиболее экономичного
насоса либо системы параллельно или последовательно включенных насосов,
а также способа его (их) регулирования, удобно решать также графически.
Регулирование производительности дросселированием
Метод заключается в том, что в сети последовательно с насосом
устанавливается устройство с переменным (регулируемым) живым сечением,
именуемое дросселем, в котором рассеивается (диссипируется) часть напора
насоса (рис. 2.7).
Рис. 2.7. Регулирование производительности лопастных насосов
дросселированием:
1 — характеристика насоса;
2 — исходная характеристика сети;
3 — характеристика сети с дросселем;
4 — кривая КПД насоса;
5 — насос лопастного типа; 6 — дроссель
В качестве таких дросселей используется запорно-регулирующая
арматура, т. е. задвижки, вентили, а в воздуховодах — заслонки (поворотного
типа и шиберные).
Место установки дросселей для насосов лопастного типа — линия
нагнетания, поскольку в случае их установки на линии всасывания давление
на входе в насос уменьшается (за счет появления потерь на дросселе),
в результате возрастает риск появления кавитации в насосе.
На
рис. 2.7
показана
совмещенная
характеристика
сети
и
центробежного насоса при дросселировании. Из графиков видно, что если
включить насос в сеть без регулирующих устройств, то рабочая точка,
являющаяся пересечением характеристики насоса 1 и характеристики 2 сети,
будет иметь абсциссу Q0, лежащую значительно правее абсциссы заданной
рабочей производительности Qр.
После включения дросселя в сеть ее сопротивление возрастет. Это
означает, что кривая характеристики сети станет круче. Характеристику сети
можно плавно регулировать путем изменения степени закрытия дросселя.
Таким
путем
и
достигается
настройка
системы
на
требуемую
производительность Qр. Характеристика сети 3 при этом будет пересекать
характеристику насоса 1 в точке с абсциссой Qр. Ордината этой точки Нн есть
напор насоса. Из графиков видно, что этот напор складывается из двух
частей: падения напора в сети Нс и потерь напора в дросселе hд. Величина Нс
находится
как
ордината
точки
пересечения
вертикальной
линии
Q = Qр = const с исходной характеристикой 2 сети; значение hд — как
разность hд = Нн – Нс.
Особенностью регулирования производительности дросселированием
является последовательное соединение насоса, сети и дросселя. Поэтому
расходы в них будут одинаковыми: Qр = Qн. Все характеристики насоса
(напор, КПД, эффективная мощность, кавитационный запас) обычно
задаются графически как функции расхода. Поэтому в данном случае КПД
насоса легко находится как значение h1 = h(Qн). Однако общий КПД
установки будет меньше, поскольку часть энергии, сообщаемой насосом
жидкости, рассеется в дросселе. По определению КПД установки h есть
отношение полезной мощности Nпол = rgQрHс к затраченной (эффективной)
, т. е. КПД установки при дросселировании
.
(2.16)
В насосах объемного типа способ дросселирования использовать
нельзя (см. ниже).
Регулирование производительности байпасированием
Метод заключается в том, что в сети параллельно с насосом
устанавливается байпасная (обходная, by pass [англ.] — посредством
перепуска, обхода) линия с дросселем, через которую пропускается
избыточная часть жидкости (рис. 2.8), т. е. производительность насоса Qн
может быть представлена как сумма
Qн = Qс
Qб,
где Qс = Qр — расход жидкости в сети (рабочий расход); Qб — расход
жидкости через байпасную линию.
В схеме регулирования производительности байпасированием полный
напор насоса Hн можно считать равным изменению напора в сети Hс:
Hн = Hс.
На рис. 2.8 показана совмещенная характеристика сети и насоса при
байпасировании. Из графиков видно, что если включить насос в сеть при
закрытом дросселе на байпасной линии, то рабочая точка, являющаяся
пересечением характеристики 1 насоса и характеристики 2 сети, будет
лежать правее заданной рабочей производительности Qр; при этом Qб = 0. По
мере открывания байпасной линии расход через нее Qб возрастает, а напор в
системе снижается (байпасная линия как бы «шунтирует» источник энергии
— насос). При этом благодаря наклону характеристик сети и насоса
производительность
сети
будет
уменьшаться,
а
подача
насоса —
увеличиваться. Этот процесс регулирования продолжается до тех пор, пока
расход в сети Qс не станет равным рабочему расходу Qр.
Рис. 2.8. Регулирование производительности насосов байпасированием:
1 — характеристика насоса; 2 — характеристика сети;
3 — кривая КПД насоса; 4 — насос;
5 — байпасная линия;
6 — байпасный регулятор расхода
Не вся энергия, передаваемая насосом жидкости, будет использоваться
в сети, поскольку часть жидкости с высоким давлением возвращается через
байпасную линию на всасывающую сторону насоса с низким давлением,
теряя энергию. Коэффициент полезного действия насоса h 2 определяется по
его производительности Qн (рис. 2.8). КПД установки h есть отношение
полезной мощности Nпол = gQрHс к затраченной (эффективной)
, откуда, учитывая равенство Hн =
Hс,
находим
КПД
установки
при
байпасировании:
.
(2.17)
Сравнивая КПД при дросселировании и байпасировании, выбирают
наиболее экономичный способ регулирования.
Регулирование производительности изменением частоты вращения
рабочего колеса
Изменение частоты вращения, как и геометрических размеров
гидравлических
машин,
должно
проводиться
с
учетом
теории
гидродинамического подобия (см. выше).
Пусть известна характеристика насоса 1 (рис. 2.9) при частоте
вращения n', а также характеристика сети 3. Необходимо обеспечить
производительность QС, т. е. рабочей точкой должна стать точка С. Построим
параболу подобных режимов 5, описываемую выражением
.
Рис. 2.9. Регулирование производительности насосов изменением частоты
вращения рабочего колеса;
1 — характеристика насоса при частоте n';
2 — характеристика насоса при частоте n;
3 — характеристика сети; 4 — кривая КПД насоса;
5 — парабола подобных режимов
Пересечение линий 1 и 5 даст точку А, параметры в которой подобны
параметрам в точке С, а КПД одинаковы. Искомая частота вращения n
рабочего колеса определяется по любой из формул (2.10, 2.11). Учитывая
постоянство размеров колеса насоса, можно записать
Этот способ регулирования производительности является теоретически
наиболее экономичным, однако далеко не всегда используется на практике
из-за относительно высокой стоимости регулируемого привода.
Параллельное и последовательное соединения центробежных насосов
Параллельное включение насосов
Если подобрать насос достаточной производительности не удается, либо
производительность наиболее подходящего насоса чрезмерно велика, и КПД
при регулировании байпасированием оказывается очень низким, то возможна
установка в сети двух или более параллельно работающих насосов. Варианты
соединения
нагнетателей
с
специальной литературе [6, 9].
разными
характеристиками
изложены
в
Рис. 2.10. Параллельное соединение насосов:
1 — характеристика сети; 2 — характеристика одного насоса;
3 — суммарная характеристика двух одинаковых насосов, включенных
параллельно; 4 — КПД одиночного насоса;
А — условная рабочая точка каждого насоса;
В — рабочая точка двух параллельно включенных насосов;
С — рабочая точка одиночного насоса
На рис. 2.10 показан случай параллельного соединения двух одинаковых
насосов, когда сопротивлением участка трубопровода, смонтированного для
подключения второго насоса, можно пренебречь.
Суммарная характеристика строится следующим образом. На оси ординат
выбирается
некоторое
значение
напора
Н1
одиночного
насоса,
по
характеристике 2 насоса определяется производительность одиночного
насоса Q1. При параллельном соединении напоры насосов одинаковы, а
расходы суммируются, поэтому при значении напора Н1 производительность
двух насосов составит 2Q1. Аналогичные построения выполняются для ряда
точек, по которым затем строится плавная линия 3, которую и можно считать
суммарной
характеристикой
двух
одинаковых
насосов,
включенных
параллельно.
При работе одиночного насоса рабочей является точка С (пересечение
линий 1 и 2), ей соответствует расход QС. При установке второго насоса
рабочая точка В находится как пересечение линий 1 и 3, ей соответствует
расход QВ, который в общем случае не равен 2QС. Это связано с тем, что при
увеличении расхода через сеть потери напора в ней возрастают (т. е.
характеристика сети 1 — возрастающая функция).
Производительность каждого из параллельно включенных насосов
можно найти аналитически как QА = , а также из графика, проводя
горизонталь из точки В до пересечения с характеристикой 2 одиночного
насоса в точке А. Каждый из двух насосов работает с подачей QА, по которой
и следует находить КПД насосов. Общий КПД установки есть отношение
полезной
мощности
Nпол = gQВHр
к
затраченной
двумя
насосами
, откуда нетрудно найти h = h пар.
Подобным образом можно построить характеристику трех и более
параллельно включенных насосов.
Последовательное включение насосов
В насосных установках иногда приходится с целью повышения давления
устанавливать насосы последовательно, т. е. нагнетательный трубопровод
одного насоса присоединяют к всасывающему патрубку следующего насоса.
Таким образом, происходит сложение напоров, развиваемых насосами при
выбранной производительности (рис. 2.11).
Общая характеристика 3 насосов получается суммированием ординат
(напоров) Н1 одиночных насосов при произвольно задаваемых подачах Q1.
При работе одиночного насоса рабочей является точка С (пересечение линий
1 и 2), ей соответствует напор НС. При установке последовательно второго
насоса рабочая точка В находится как пересечение линий 1 и 3; ей
соответствует напор НВ, который в общем случае не равен 2НС. Это связано с
тем, что характеристика сети 1 сильно отклоняется от вертикали (удвоение
напора могло бы происходить в случае строго вертикальной характеристики
сети, что практически имеет место при очень большом приведенном
коэффициенте сопротивления сети). В результате при увеличении напора
происходит и возрастание расхода (QВ > QC).
Рис. 2.11. Последовательное соединение насосов:
1 — характеристика сети; 2 — характеристика одного насоса;
3 — суммарная характеристика двух одинаковых насосов, включенных
последовательно; 4 — КПД одиночного насоса;
А — условная рабочая точка каждого насоса;
В — рабочая точка двух последовательно включенных
насосов; С — рабочая точка одиночного насоса
Напор каждого из последовательно включенных насосов можно найти
аналитически как НА = , а также из графика, проведя вертикаль из точки В до
пересечения с характеристикой 2 одиночного насоса в точке А. Каждый из
двух насосов работает с подачей QА = QВ = Qр, по которой и следует
находить КПД насосов. Общий КПД установки h есть отношение полезной
мощности Nпол = r gQрHВ к затраченной двумя насосами
,
откуда нетрудно найти h = hпос.
Из двух схем подключения выбирают ту, которая обеспечивает
наибольший КПД.
Неустойчивость работы. Помпаж
В системах, состоящих из центробежных или осевых машин,
подключенных к сети, могут возникать изменения режимов, обусловленные
случайными срывами вихрей с кромок лопастей, резким изменением
потребляемого расхода и другими флуктуациями. Такие причины выводят
систему из «равновесного» состояния. Если при снятии этих возмущающих
причин система приходит в исходное состояние, то она устойчива. При
определенном сочетании форм характеристик машины и сети снятие
возмущений не приводит к устойчивому равновесию, и в системе
возбуждаются самопроизвольные колебания подачи, напора и мощности
машины, т. е. автоколебания, или помпаж. Помпаж происходит у насосов,
имеющих кривую H = f (Q) с западающей левой ветвью (тихоходные
центробежные насосы) или с седлообразной (осевые насосы).
Для объяснения причины помпажа рассмотрим примеры (рис. 2.12).
Для насоса, имеющего падающую характеристику (рис. 2.12, а), при
случайном увеличении подачи на величину dQ напор, необходимый для
работы сети (точка 1), оказывается больше напора насоса (точка 2), сеть как
бы тормозит работу насоса, и система стремится вернуться в первоначальный
режим (точка А). Если же произошло случайное уменьшение подачи на
величину dQ, то напор насоса (точка 3) превысит сопротивление сети (точка
4) и подача насоса увеличится, а режим работы вернется к точке А. Такая
работа насоса называется устойчивой, а условие устойчивости имеет вид
.
А
(2.18)
б
Рис. 2.12. К анализу устойчивой работы насоса в сети:
а) насос с падающей характеристикой;
б) насос с седлообразной характеристикой;
H1 — характеристика насоса; H2 — характеристика сети
Для насоса с седлообразной характеристикой (рис. 2.12, б) это условие не
выполняется в точке А, поэтому режим работы в этой точке неустойчивый, а
в точках В и С — устойчивый.
Вихревые насосы
Вихревой Вихревые насосы (рис. 2.28) относится относятся к машинам
динамического типа. В нем них используется принцип перемещения
жидкости между корпусом 1 и ротором 2 за счет вращения последнего.
Благодаря касательным напряжениям, возникающим на поверхности ротора,
жидкость вовлекается в движение, причем слои, прилегающие к ротору,
имеют максимальную скорость, а слои, прилегающие к корпусу, — скорость,
равную нулю. Касательные напряжения на поверхности корпуса тормозят
движение, поэтому эта поверхность должна быть гладкой. Поверхность
ротора
должна
быть,
напротив,
шероховатой,
чтобы
обеспечить
максимальную передачу энергии прилегающей жидкости. Для этого
поверхность ротора снабжена радиальными лопатками 3, между которыми
возникают вихревые течения (вызванные главным образом центробежными
силами), обусловливающие большие значения турбулентных касательных
напряжений в зазоре. Ротор тщательно уплотнен как по торцевым
поверхностям, так и по вершинам лопаток на участке между всасывающим 4
и нагнетательным 5 патрубками. Вал 6, вращающийся с частотой n, также
имеет уплотнение.
Рис. 2.28. Схема вихревого насоса:
1 — корпус; 2 — ротор; 3 — лопатки;
4 — всасывающий патрубок;
5 — нагнетательный патрубок; 6 — вал
Производительность насоса (без учета утечек)
Q=v× B× d,
(6.3.2.19)
где v — средняя скорость жидкости в зазоре; В — ширина ротора; d —
радиальный зазор (расстояние от кончиков лопаток до корпуса, см. рис. 2.28).
Напор насоса
,
(2.20)
где R — радиус поверхности ротора (по основанию лопаток); D —
радиальный размер (высота) лопаток; u0 — окружная скорость поверхности
ротора
; l1 — коэффициент гидравлического трения на
поверхности ротора с лопатками; l2 — коэффициент гидравлического трения
на поверхности корпуса.
Эффективная (потребляемая) мощность
,
(2.21)
где r — плотность перекачиваемой жидкости; hм — механический КПД,
учитывающий потери на трение деталей насоса в уплотнениях.
Коэффициент полезного действия вихревого насоса
растет с увеличением коэффициента l1. Это достигается подбором
оптимального шага и высоты лопастей.
Для регулирования производительности вихревого насоса применяют
те же методы, что и для других насосов лопастного типа: дросселирование,
байпасирование и изменение частоты вращения ротора.
Таблица 2.6
Перекачиваемые среды: А — вода для технических нужд, Б —
негорючие
Б-2Г —
и
горючие,
нетоксичные
токсичные,
легковоспламеняющиеся
химически
жидкости;
жидкости,
активные,
АБ-2Г
взрывоопасные,
—
токсичные,
легковоспламеняющиеся, горючие и взрывоопасные жидкости с температуры
°С).
Центробежно-вихревые насосы
Предназначены для перекачивания воды и нейтральных жидкостей
вязкостью до 36 · 10–6 м2/с (36 сСт), температурой до 378 К (105 °С) с
содержанием твердых включений массой не более 0,01 % и размером не
более 0,05 мм. Насосы ЦВК (двухступенчатые консольные) состоят из общей
для всех видов типоразмеров центробежной ступени, обеспечивающей
бескавитационную работу вихревой ступени. Вихревое колесо со вставками
представляет собой высоконапорную ступень, где перекачиваемой жидкости
сообщается
напор.
Центробежное
колесо
закреплено
от
осевого
перемещения;вихревое колесо — плавающее (может скользить относительно
вала в осевом направлении). В центробежно-вихревом насосе часть полного
давления развивается центробежным колесом, КПД которого выше, чем у
вихревого колеса. Поэтому КПД насоса ЦВК примерно равен 0,55 (у
вихревого h » 0,50). Уплотнение вала — торцевое. Материал основных
деталей: корпуса, крышки, центробежного колеса и вставок — чугун СЧ20;
вала — сталь 45; вихревого колеса — отливка 20Х13Л. Насосы
изготавливаются в экспортном и экспортно-тропическом исполнении.
Таблица 2.7
Технические характеристики центробежно-вихревых насосов типа ЦВК
Марка
насоса
Подача, Напор,
м3/ч
м
Частота
Мощность
Допустимый
вращения,
насоса,
кавитационный
об/мин
кВт
запас, м
ЦВК 4/112
14,4
112
2950
18
2,6
ЦВК 5/125
18
125
2950
21,5
2,8
22,7
160
2950
29
3,0
ЦВК 6,3/160
Поршневые и роторные насосы
Поршневой насос 1 (рис. 2.29) состоит из цилиндра 1, в котором с
частотой n совершает возвратно-поступательные движения поршень. При
всасывании открывается клапан 2, при нагнетании — клапан 3.
Средняя производительность идеального поршневого насоса простого
действия
Qт
S × L × n,
(6.3.2.22)
где S — площадь поперечного сечения цилиндра; L — ход поршня.
Средняя производительность реального насоса
Q
Qт × h об,
(6.3.2.23)
где hоб — объемный КПД насоса, учитывающий утечки в клапанах (в
клапанах — обусловленные их неплотным прилеганием к седлу и
запаздыванием закрытия в сопряжении цилиндр—поршень).
Рис. 2.29. Схема поршневого насоса простого действия с воздушными
колпаками:
1 — корпус насоса; 2 — всасывающий клапан;
3 — нагнетательный клапан; 4 — воздушный колпак
на всасывающей линии; 5 — воздушный колпак на нагнетательной линии
Для сглаживания пульсаций давления и подачи жидкости, обусловленных
неравномерностью мгновенной подачи (рис. 2.30, б), поршневые насосы
оборудуют
своеобразными
накопителями
энергии
и
жидкости
—
воздушными колпаками: 4 — на линии всасывания и 5 — на линии
нагнетания (рис. 2.29).
При этом, например, в колпаке на всасывающей линии происходят
следующие процессы. При движении поршня вправо идет процесс
всасывания, причем наибольшая подача жидкости в насос должна
происходить при максимальной скорости поршня, т. е. в середине его хода, а
наименьшая — в левой и правой мертвых точках. Жидкость во всасывающем
трубопроводе должна была бы тоже изменять свою скорость, на что
требуются дополнительные затраты энергии. Однако благодаря наличию
колпака под действием перепада давлений в нем и в рабочей камере насоса
при максимальной подаче значительная часть жидкости поступает в насос из
колпака, при минимальной подаче запас жидкости в колпаке пополняется из
линии всасывания. Таким образом, воздух, сжимаясь, накапливает энергию,
одновременно
в
колпаке
накапливается
жидкость.
При
«дефиците»
жидкости, поступающей из всасывающего трубопровода, сжатый воздух в
колпаке, расширяясь, выталкивает жидкость в насос, восполняя этот
«дефицит». В результате снижаются потери энергии (т. е. возрастает
действительный напор насоса), а также увеличивается допустимая высота
установки насоса.
Аналогичные явления происходят и в нагнетательном воздушном колпаке,
роль которого заключается в выравнивании подачи жидкости потребителю.
Средний
объем
предъявляемыми
воздуха
к
в
колпаках
определяется
неравномерности
давления.
Эти
требованиями,
требования
характеризуются коэффициентом
,
(2.24)
где рmax, рmin, рср — максимальное, минимальное, среднее давления газа в
колпаке.
Cредний объем воздуха в колпаках должен быть:
- для насосов простого действия
Vср1
;
(2.25)
- для насосов двойного действия
Vср2
;
(2.26)
,
(2.27)
- для насосов тройного действия
Vср3
причем для всасывающих колпаков обычно принимают
нагнетательных —
, для
.
Рис. 2.30. Схема поршневого насоса двойного действия:
а) 1 — цилиндр; 2 — поршень; 3 — всасывающие клапаны;
4 — нагнетательные клапаны; 5 — шток;
б) график мгновенной подачи q как функции времени t
Схема насоса двойного действия и графики мгновенной подачи q
cS
(c — мгновенная скорость движения поршня) показаны на рис. 2.30.
Особенностью
задействованы
насоса
обе
двойного
торцевых
действия
является
поверхности
то,
поршня,
что
в
нем
поэтому
его
производительность почти вдвое выше, чем у насоса простого действия:
Q2
S – Sш) L × n ×
h
об,
(2.28)
где Sш — площадь поперечного сечения штока.
Кроме того, за счет более высокой равномерности подачи (когда в
правой рабочей камере происходит всасывание, в левой идет нагнетание, и
наоборот) объем воздушных колпаков также уменьшается (см. выражения
(2.25) и (2.26)).
Характеристика идеального насоса (без утечек) представляет собой
прямую
линию
Q = const
в
координатах
Н—Q. В действительности при увеличении давления в в рабочей камере
возрастают и утечки, связанные с напором соотношением
, где k —
коэффициент, обратный гидравлическому сопротивлению уплотнений насоса
(рис. 2.32, линии 1 и 2).
Методика определения максимальной высоты установки поршневого
насоса описана ранее.
Шестеренные насосы
Шестеренные насосы относятся к объемным роторным машинам и
используются для перекачивания вязких жидкостей (в системах смазки
компрессоров и двигателей, в гидроприводах). Схема шестеренного насоса
представлена на рис. 2.31.
Ведущее 1 и ведомое 2 зубчатые колеса с минимальными зазорами (как
по торцевым, так и по цилиндрическим поверхностям) вращаются в корпусе
3 в направлениях, показанных стрелками. Жидкость, поступающая через
всасывающий патрубок 4, попадает во впадины зубчатых колес (область,
выделенная штриховкой). Каждый из таких объемов жидкости во впадине
переносится колесом вдоль наружной стороны корпуса к нагнетательному
патрубку 5, где и выдавливается из впадины зубом другого колеса.
Рис. 2.31. Схема шестеренного насоса:
1 — ведущее колесо; 2 — ведомое колесо; 3 — корпус;
4 — всасывающий патрубок; 5 — нагнетательный патрубок
Зубчатые колеса шестеренных насосов чаще всего выполняют
одинаковых размеров. В общем случае подача шестеренного насоса равна
Q = (Vз z1 n1 + Vз z2 n2) h об,
(6.3.2.29)
где Vз — объем зуба колеса; z1, z2 — количество зубьев первого и второго
колеса; n1, n2 — частоты вращения первого и второго колеса; hоб — объемный
КПД насоса, учитывающий перетекание жидкости через зазоры из напорной
области в область всасывания.
Шестеренные насосы реверсивны, т. е. при изменении направления
вращения их колес направление движения жидкости также меняется на
обратное. Эти насосы обратимы: если подводить под давлением жидкость к
одному из патрубков, то вал ведущего колеса будет вращаться, и с него
можно снимать мощность, т. е. насос становится гидродвигателем.
Характеристика шестеренного насоса аналогична характеристике
поршневого насоса. Технические данные некоторых типов шестеренных
насосов приведены в табл. 2.8.
Таблица. 2.8
Технические характеристики шестеренных насосов
НаменованиеМарка насоса
Подача, м3/ч /
Параметры
Напор, м
электродвигателя:
Мощность, кВт /
Частота вращения,
об/мин
Насос НМШ2-40-1,6/16
1,6/160
3/1500
Насос НМШ 2-40-1,6/16
1,6/160
2,2/1500
Насос НМШ 2-40-1,6/16
1,6/160
1,5/1500
Насос НМШ5-25-4,0/4
4/40
2,2/1500
Насос НМШ 5-25-4,0/4
4/40
1,5/1500
Насос НМШ 5-25-4,0/4
4/40
3/1500
Насос НМШ5-25-2,5/6
2,5/60
1,5/1000
Насос НМШ 5-25-2,5/6
2,5/60
2,2/1000
Насос НМШ 5-25 2,5/6
2,5/60
3/1500
Насос НМШ 5-25-4,0/25
4/250
5,5/1500
Насос Ш5-25
4/40
2,2/1500 (взр)
Насос НМШ 8-25-6,3/2,5
6,3/25
1,5/1500
Насос НМШ 8-25-6,3/2,5
6,3/25
2,2/1500
Насос НМШ 8-25-6,3/2,5
6,3/25
3/1500
Насос НМШ 8-25-6,3/10
6,3/100
7,5/1500
Насос НМШ 8-25-6,3/25
6,3/250
5,5/1500
Насос Ш40-4-19,5/4
19,5/40
5,5/1000
Насос Ш40-4-19,5/4
19,5/40
7,5/1000
Насос Ш80/2,5
37,5/25
15/1000
Насос Ш80/2,5-37,5/2,5
37,5/25
11/1000
36/40
15/1000
Насос Н400У
0,33/200
2,2/1500
Насос Н403Е
2/320
22/1500
Насос Г11-24а
3/250
3/1500
0,63/25
1,1/1500
Насос Ш80/2,5-36/4
Насос НМШФ 0,8-25
Способы регулирования производительности насосов объемного типа
Производительность насосов объемного типа (см. формулы ((2.28) и
(2.29)) пропорциональна частоте движения рабочего органа (поршня,
шестерен, ротора и т. п.), рабочему объему и объемному КПД. С этими
параметрами связаны способы регулирования производительности насосов
объемного типа.
Изменение частоты движения рабочего органа и хода поршня в
поршневых насосах технически не всегда легко реализовать (при этом
нарушается и динамическая балансировка машины)., так же как и, например,
изменение хода поршня в поршневых насосах.
Иногда всасывающий клапан выполняют управляемым, задерживая его
посадку на место (тем самым снижается объемный КПД машины); этот метод
считают наиболее экономичным. Другой простой способ уменьшения
объемного КПД — байпасирование.
Метод дросселирования в насосах объемного типа не используется,
поскольку подача при этом меняется слабо, а потребляемая мощность резко
возрастает.
На
рис. 2.32
показана
схема
обвязки
поршневого
насоса
5,
оборудованного предохранительным перепускным клапаном 6, байпасной
линией 7 с регулятором расхода 8. Линия 1 соответствует идеальной
характеристике
насоса
объемного
типа
(Q
const),
линия
2—
характеристике реального насоса (вследствие утечек с ростом давления
подача
насоса
снижается),
предохранительный
клапан
которого
отрегулирован на предельное давление
рпр= р0 + r × g × Нпр,
с тем чтобы защитить насос и его обвязку от разрыва. Здесь р0 — давление на
линии всасывания насоса, r — плотность жидкости, Нпр — предельный
напор.
Рис. 2.32. Работа насоса объемного типа на сеть:
1 — идеальная характеристика насоса;
2 — реальная характеристика насоса;
3 — исходная характеристика сети;
4 — характеристика сети с дросселем; 5 — насос;
6 — предохранительный клапан; 7 — байпасная линия;
8 — байпасный регулятор расхода; 9 — дроссель
Пусть задан рабочий расход в сети Qс. Исходная характеристика 3 сети
пересекается
с характеристикой
2
насоса
в
рабочей
точке
А,
и
производительность (абсцисса точки А) больше заданной (рис. 2.32).
Предположим,
что
была
предпринята
попытка
регулировать
производительность дросселированием, для чего на линии нагнетания
установили дроссель 9. Байпасную линию при этом будем считать закрытой.
По мере закрывания дросселя 9 крутизна характеристики сети будет
возрастать, при этом рабочая точка А будет перемещаться по характеристике
насоса 2 вплоть до точки В. Заметим, что из-за практически вертикальной
характеристики насоса 2 производительность при этом будет уменьшаться
очень слабо. Как только характеристика сети пройдет выше точки В (а это
значит, что изменение давления в сети стало больше предельного), начнет
открываться предохранительный клапан 6, пропуская через себя часть
жидкости с высоким напором Нпр. Когда характеристика сети станет
соответствовать линии 4, подача через нее составит Qс, а через клапан будет
перепускаться жидкость с расходом Qкл
Qн.пр – Qс (см. рис. 2.32).
Мощность, теряемая жидкостью при перепуске через предохранительный
клапан, составит
Nпр
× g × Qкл × Нпр.
Далее рассмотрим регулирование байпасированием при помощи
регулятора расхода 8 на байпасной линии 7. Дроссель 9 при этом будем
считать отсутствующим. При заданной подаче в сети Qс находим точку С
(см. рис. 2.32), которой соответствует напор Нб. Сеть и байпасная линия
работают параллельно, т. е. при одинаковом напоре. Продолжая горизонталь
Н
Нб до пересечения с характеристикой 2 насоса, находим его
производительность Qн. Тогда расход через байпасную линию Qб
Qн – Qс.
Мощность, теряемая жидкостью при перепуске через байпасную линию,
равна
× g × Qб × Нб œ Nпр,
Nб
откуда
ясна
чрезвычайно
низкая
экономичность
регулирования
дросселированием в объемных насосах. Кроме того, подача при таком
способе
регулирования
определяется
степенью
открытия
клапана,
оборудованного пружиной (или грузом), которые не рассчитаны на
обеспечение стабильного расхода. По этим причинам установка дросселя на
линии нагнетания для объемных насосов бессмысленна. Установка же
дросселя на линии всасывания недопустима по тем же обстоятельствам, что и
для лопастных насосов. Поэтому способ дросселирования для регулирования
подачи насосов объемного типа не применяют.
3. Компрессорные машины
Основные понятия. Назначение и области применения компрессорных
машин
Понятие о компрессорных машинах и их классификация по некоторым
признакам даны в п. 1.
Основными
производительность,
параметрами
степень
компрессорных
сжатия
и
машин
являются
изотермический
КПД.
Производительность Q — количество газа, выраженное в единицах объема,
подаваемое машиной в единицу времени. Производительность компрессоров
обычно выражают в единицах объема газа, приведенного к нормальным
условиям (273 К и 101 325 Па). Степень сжатия t — это отношение давления
рк в линии нагнетания к давлению р0 на линии всасывания. Изотермический
КПД h
из
характеризуется отношением мощности, необходимой для сжатия
газа идеальной компрессорной машиной при изотермическом процессе
сжатия газа, к фактической мощности компрессорной машины.
В дополнение к классификации, приведенной в п. 1, компрессоры
классифицируются по отрасли производства, для которой они предназначены
(химические,
энергетические,
общего
назначения
и
т. д.),
по
роду
сжимаемого газа (воздушные, кислородные, хлорные, азотные, гелиевые и
т. д.), по непосредственному назначению (пускового воздуха, тормозные и
т. п.).
По конечному давлению различают:
- вакуум-компрессоры (вакуум-насосы) — машины, которые служат
для отсасывания газа из пространства с давлением ниже или выше
атмосферного; степень сжатия t таких машин обычно превышает 100;
- компрессоры низкого давления, предназначенные для нагнетания газа
при давлении от 0,15 до 1,2 МПа;
- компрессоры среднего давления — с давлением в линии нагнетания
от 1,2 до 10 МПа;
- компрессоры высокого давления — с конечным давлением от 10 до
100 МПа;
- компрессоры сверхвысокого давления, предназначенные для сжатия
газа выше 100 МПа.
Компрессоры называют дожимающими, если давление всасываемого
газа р0 существенно превышает атмосферное.
По способу отвода теплоты различают компрессоры с водяным и
воздушным
охлаждением.
По
типу
привода
—
с
приводом
от
электродвигателя, двигателя внутреннего сгорания, паровой или газовой
турбины. Для удобства монтажа часто используют электродвигатели, ротор
которых является валом компрессора (моноблочный принцип).
Расчет, конструирование и эксплуатация компрессора ведутся с учетом
свойств газа, для сжатия которого он предназначен. Свойства сжимаемого
газа определяют размеры и конструкцию главных узлов и деталей
компрессора. Например, при сжатии пожароопасных газов (кислород,
водород, углеводородные газы и др.) необходимо обеспечение повышенной
герметичности компрессора и взрывобезопасности двигателя, систем защиты
и управления. При сжатии газов, отличающихся токсичностью (оксид
углерода, хлор и др.) или повышенной текучестью (гелий), главное
требование
—
коррозионными
применение
герметичность
свойствами
специальных
компрессора.
(сероводород,
материалов
для
При
хлор
и
деталей
сжатии
др.)
газов
с
необходимо
газового
тракта
компрессора.
Некоторые газы активно вступают в химическую реакцию с
минеральным маслом (например кислород), растворяют минеральное масло
или смывают его с трущихся поверхностей компрессора (например
углеводородные газы и их смеси), поэтому необходимо применение
специальной
смазки
требующей смазки.
или
выполнение
конструкции
компрессора,
не
Области применения компрессоров по производительности и давлению
(рис. 1.7) не являются постоянными и расширяются в ходе научнотехнического прогресса.
Наиболее распространены и многообразны по конструктивному
выполнению, схемам и компоновкам поршневые компрессоры; их различают
по
устройству
кривошипно-шатунного
механизма
(крейцкопфные
и
бескрейцкопфные), устройству и расположению цилиндров (простого и
двойного действия, L-, У- и Ш-образные, горизонтальные и вертикальные,
оппозитные, со ступенчатым поршнем и т. д.), числу ступеней сжатия.
Поршневые компрессоры широко применяют в установках для получения
искусственных
удобрений
и
пластических
масс,
в
холодильной
промышленности и криогенной технике. В азотно-туковой промышленности
поршневыми компрессорами сжимается азотно-водородная смесь до 25–
50 МПа. В производстве полиэтилена сжатие этилена осуществляется до
200–250 МПа.
В
нефтедобывающей
и
нефтеперерабатывающей
промышленности поршневые компрессоры применяются в газлифтах, в
процессах
очистки
нефтепродуктов
от
сернистых
соединений
каталитического риформинга легких нефтепродуктов, для
и
получения
высокооктанового бензина и ароматических углеводородов. Необходимо
отметить, что производительность объемных компрессоров слабо зависит от
давления нагнетания.
В области средних и больших производительностей, низких и средних
давлений
часто
используют
винтовые
компрессоры.
Винтовые
маслозаполненные компрессоры общего назначения с воздушным и водяным
охлаждением и асимметричным профилем, несмотря на меньший КПД, более
эффективны (по стоимости 1 м3 сжатого газа) по сравнению с поршневыми,
центробежными и ротационно-пластинчатыми компрессорами в диапазоне
производительностей от 10 до 50 м3/мин. Межремонтный пробег винтовых
компрессоров определяется износом подшипников, срок службы которых
составляет не менее 15 тыс. ч, а в отдельных случаях достигает 100 тыс. ч.
Одна из особенностей винтовых компрессоров — способность сжимать
двухфазные (газ
В
жидкость) среды.
1980-х гг.
появились
данные
о
моноблочных
воздушных
одноступенчатых винтовых компрессорах, в полости сжатия которых вместо
масла впрыскивается вода, что обеспечивает уплотнение зазоров, почти
изотермический процесс сжатия и чистоту сжатого воздуха. Вода подается
через регуляторрегулятор, и после использования легко сепарируется с
повторным использованием или сбросом в канализацию. По сравнению с
аналогичными по параметрам двухступенчатыми винтовыми компрессорами
сухого сжатия (без применения смазывающе-уплотняющей жидкости)
водозаполненные компрессоры менее металлоемки, в них отсутствуют
промежуточный и конечный холодильники.
Ротационно-пластинчатые
компрессоры
и
вакуум-насосы
также
достаточно широко распространены и занимают устойчивое положение в
области
малых
производительностей.
Ротационно-пластинчатые
компрессоры общего назначения выпускают производительностью от 0,1 до
100 м3/мин, с абсолютным давлением всасывания от 0,01 до 0,1 МПа и
давлением нагнетания: до 1,2 МПа — в одноступенчатом исполнении, ;
1,6 МПа МПа — в двухступенчатом, ; 2,5 МПа — в трехступенчатом.
В указанном диапазоне параметров ротационно-пластинчатые компрессоры
практически не уступают поршневым компрессорам по КПД и превосходят
их в компактности, уравновешенности и надежности. В выпуске ротационнопластинчатых компрессоров общего назначения увеличивается доля машин
сухого сжатия и маслозаполненных с постепенным отказом от смазываемых
компрессоров.
При откачке и сжатии различных газов и газожидкостных смесей,
загрязненных механическими примесями, применяются машины жидкостнокольцевые (в частности, водокольцевые), а также машины типа Рутс (машина
с вращающимися профилированными роторами). По сравнению с машинами
других типов эти машины получили наибольшее распространение в качестве
вакуум-насосов производительностью от самых малых до 400 м3/мин, а
машины типа Рутс — до 2000 м3/мин при абсолютном давлении всасывания
от 0,02 МПа и выше.
Наиболее экономичны в области больших производительностей
центробежные компрессоры общего назначения производительностью от
20 м3/мин и выше. Совершенствование конструкций центробежных машин
привело к использованию их там, где традиционно применялись другие типы
компрессоров. К преимуществам их относятся высокая производительность,
долговечность и более высокая надежность работы, малые габариты и масса,
подача газа без пульсаций давления. В настоящее время эксплуатируются
центробежные компрессоры с давлением нагнетания более 100 МПа.
Осевые компрессоры характеризуются производительностью более
1000 м3/мин и относительно небольшой степенью сжатия в одной ступени (t
= 10¸ 15). В большинстве случаев — это многоступенчатые машины,
применяемые в авиационной, криогенной технике, в машиностроительной,
газовой, химической, металлургической и др. отраслях промышленности.
Современные осевые компрессоры газотурбинных установок имеют степень
сжатия до 25–35 и выше. В зависимости от скорости газового потока в
рабочих
органах
различают
дозвуковые
и
сверхзвуковые
осевые
компрессоры с турбо- или электроприводом с частотой вращения 500 с–1 и
выше. Осевые компрессоры стационарных установок имеют преимущество
перед центробежными — более высокие КПД; однако масса и габариты их
несколько
выше.
Стоимость
крупных
стационарных
установок
центробежных и осевых компрессоров примерно одинаковыодинакова.
Однако осевые компрессоры имеют ограниченный диапазон рабочих
режимов из-за помпажа, чувствительности к коррозии и эрозии.
Устройство компрессорных машин
Поршневые компрессоры
На рис. 3.1 показаны типовые конструктивные схемы поршневых
компрессоров: крейцкопфные (крейцкопф-ползун с шарниром) — с
двусторонним
всасыванием
и
бескрейцкопфные
—
одностороннего
всасывания (мощностью до 100 кВт). По расположению цилиндров
поршневые компрессоры подразделяют на вертикальные, горизонтальные и
угловые. Угловые компрессоры подразделяют на прямоугольные (или Lобразные, когда ряды цилиндров расположены вертикально и горизонтально,
т.
У-образные и Ш-
образные — машины с наклонными цилиндрами, установленными У- и Шобразно. Оппозитные компрессоры представляют собой горизонтальные
машины с встречным движением поршней и расположением цилиндров по
обе
стороны
вала;
они
отличаются
высокой
динамической
уравновешенностью, меньшими габаритами и массой, и поэтому практически
полностью
вытеснили
традиционный
тип
крупного
горизонтального
компрессора. Для машин малой и средней производительности основными
являются два типа компрессора: прямоугольный и У-образный.
Рис. 3.1. Схемы типовых конструкций поршневых компрессоров и
двигателей-компрессоров:
а) — бескрейцкопфные (одностороннее всасывание):
1 — вертикальный; 2 — У-типа; 3 — Ш-типа; 4 — горизонтальный
оппозитный (корпусного типа);
5 — вертикальный со ступенчатым поршнем; 6 — двигатель-компрессор Lтипа; 7 — двигатель-компрессор Ш-типа;
б) — крейцкопфные (с двусторонним всасыванием):
1 — в одну линию; 2 — L-типа; 3 — У-типа; 4 — Ш-типа; 5 —
горизонтальный оппозитный;
6 — горизонтальный со ступенчатым поршнем; 7 — двигатель-компрессор Lтипа
По числу ступеней сжатия различают одно-, двух- и многоступенчатые
компрессоры. Многоступенчатое сжатие позволяет уменьшить температуру
сжатого газа, увеличить КПД машины, снизить поршневые силы.
Поршневые компрессоры с лабиринтным уплотнением выполняются
без поршневых колец и без смазки, т. е. уплотнение пары трения «цилиндр—
поршень» представляет собой лабиринт, состоящий из ряда круговых
канавок (рис. 3.2). Для уменьшения внутренних утечек газа компрессоры с
лабиринтным уплотнением выполняются быстроходными, со скоростью
движения поршня не менее 4 м/с. Для сокращения утечек в атмосферу
сальники выполняются графитовыми с малыми зазорами и с лабиринтными
канавками на внутренней поверхности. При сжатии газов, утечка которых в
атмосферу недопустима, к сальникам под давлением подводится воздух, азот
или другой безвредный газ. Компрессоры с лабиринтным уплотнением
выпускаются одно- и многоступенчатыми, мощностью до 750 кВт на
конечное давление до 10 МПа. Их стоимость выше стоимости обычных
поршневых компрессоров, поэтому они применяются преимущественно для
сжатия совершенно сухих газов (хлор, кислород) или в тех случаях, когда
нежелательно присутствие в газе следов графита.
Родственными поршневым являются мембранные компрессоры, в
которых объем газа изменяется при возвратно-поступательном движении
эластичной мембраны, зажатой между крышкой и корпусом компрессора.
Мембранные
компрессоры
обычно
применяются
при
малых
производительностях.
Рис. 3.2. Узел цилиндра:
1 — цилиндр; 2 — поршень;
3 — лабиринтное уплотнение
Двухроторные компрессоры
Двухроторный
бесклапанную
компрессор
машину
объемного
типа
Рутс
типа.
Два
представляет
идентичных,
собой
обычно
симметричных, двухлопастных ротора вращаются в противоположных
направлениях внутри корпуса, составленного из двух полуцилиндров с
минимально возможными зазорами между роторами и между роторами и
корпусом. Синхронизация вращения роторов осуществляется при помощи
шестерен, расположенных снаружи корпуса. Сжатие газа в этой машине
происходит одновременно с нагнетанием благодаря уменьшению объема газа
вследствие встречного движения роторов (см. заштрихованную область на
рис. 3.3, а, б). В тот момент, когда лопасть ротора соединяет отсеченную
порцию газа с линией нагнетания, давление в рабочей камере скачкообразно
увеличивается. Из P—V диаграммы видно (рис. 3.4), что такой способ
малоэкономичен и обеспечивает малую степень сжатия газа.
Машины типа Рутс выпускаются производительностью от нескольких
литров в минуту до 2000 м3/мин с давлением нагнетания до 0,15 МПа.
Широкое применение этих машин, главным образом в качестве вакуумнасосов и газодувок, объясняется простотой их конструкций и эксплуатации,
отсутствием
трущихся
элементов
уравновешенностью, долговечностью.
и
смазки
в
проточной
части,
Рис. 3.3. Принцип работы компрессора типа Рутс:
а) — такт всасывания; б) — такт отсечки;
в) — такт сжатия; г) — такт нагнетания
Рис. 3.4. Диаграмма компрессора типа Рутс:
1 — площадь abde, соответствует работе сжатия
в компрессоре типа Рутс; 2 — площадь acde,
соответствует работе сжатия поршневого компрессора
Ротационно-пластинчатые компрессоры
Ротационно-пластинчатые компрессоры отличаются компактностью и
высокой стабильностью подачи при изменении давления нагнетания или
всасывания.
Ротационно-пластинчатый
цилиндрического
корпуса
1,
компрессор
закрытого
(рис. 3.5)
торцевыми
состоит
из
крышками,
с
размещенным в нем эксцентрично ротором 2. В пазы ротора вставлены
подвижные пластины 3. Корпус имеет всасывающий 7 и нагнетательный 5
патрубки. В корпусе выполнена рубашка 4 для охлаждения компрессора, а
также установлен обратный клапан 6.
Рис. 3.5. Ротационно-пластинчатый компрессор:
1 — корпус; 2 — ротор; 3 — пластина; 4 — рубашка;
5, 7 — нагнетательный и всасывающий патрубки;
6 — клапан; 8 — камера сжатия
При вращении ротора пластины 3 под действием центробежной силы,
перемещаясь в пазах, прижимаются к цилиндрической поверхности корпуса
1 и разделяют рабочее пространство между ротором и внутренней
поверхностью цилиндра на отдельные камеры 8. Объем этих камер благодаря
эксцентриситету ротора периодически меняется по мере его вращения от
минимального до максимального. Камеры, расположенные слева от
вертикальной плоскости, которая проходит через ось цилиндра, сообщаются
с всасывающим патрубком 7. При вращении ротора их объем увеличивается
и заполняется газом, т. е. осуществляется процесс всасывания.
При достижении максимального объема камера разобщается с всасывающим
патрубком, и при дальнейшем движении теперь замкнутой камеры объем ее
уменьшается, а давление газа увеличивается, т. е. происходит сжатие газа.
Процесс сжатия происходит продолжается до тех пор, пока передняя
пластина камеры не пройдет кромку нагнетательного окна цилиндра.
Камера оказывается сообщенной с нагнетательным патрубком 5, и
происходит начинается процесс нагнетания. Когда объем достигает
минимальной величины, камера разобщается с нагнетательным патрубком, и
в ней остается невытесненный объем газа, который называют объемом
мертвого пространства. Дальнейшее движение камеры в левую половину
цилиндра приводит ее к ее сообщению с всасывающим патрубком, и цикл
повторяется.
Ротационно-пластинчатые компрессоры используют для питания сжатым
воздухом пневмоинструмента, в системах пневматического транспорта, в
качестве компрессоров и вакуум-насосов для сжатия воздуха и других газов.
Компрессоры
этого
типа
выпускают
со
стальными
пластинами
и
разгрузочными кольцами, уменьшающими износ пластин, а также с
пластинами из антифрикционных материалов, не требующих смазки.
Ротационно-пластинчатые компрессоры работают до 10 лет без замены
каких-либо деталей.
Жидкостно-кольцевые компрессоры
Жидкостно-кольцевые компрессоры относятся к машинам объемного
типа и по принципу действия аналогичны ротационно-пластинчатым
компрессорам, с той лишь разницей, что уплотнение камер здесь
производится вращающимся жидкостным кольцом, а всасывающий и
нагнетательный патрубки подключены не к цилиндрической части корпуса, а
к
торцевым
крышкам
(рис. 3.6).
Охлаждение
сжимаемого
газа
осуществляется непосредственным контактом с жидкостью, поэтому процесс
сжатия приближается к изотермическому.
Рис. 3.6. Жидкостно-кольцевой компрессор:
1 — лопастное колесо; 2 — корпус; 3 — окно всасывания;
4 — рабочая жидкость; 5 — окно нагнетания
Ротор 1 с жестко закрепленными лопастями эксцентрично расположен
в корпусе 2. Через всасывающее окно 3 непрерывно подается жидкость,
которая
при
вращении
ротора
под
действием
центробежных
сил
отбрасывается к стенкам корпуса и образует жидкостное кольцо 4. Благодаря
эксцентричному расположению корпуса объем газа в рабочих камерах между
лопастями и жидкостным кольцом изменяется в течение оборота вала и,
таким образом, осуществляется цикл всасывания, сжатия и нагнетания газа с
подачей его в нагнетательное окно 5. Жидкость от сжатого газа отделяется в
сепараторе, например центробежном.
Жидкостно-кольцевой
компрессор
легко
вписывается
в
любой
технологический процесс, т. к. в нем можно использовать различные по
физико-химическим свойствам рабочие жидкости и соответствующие им
конструкционные материалы. Эти достоинства определили использование
компрессора во многих отраслях промышленности и в сфере обслуживания.
Современные жидкостно-кольцевые компрессорные и вакуумные установки
поставляются в моноблочном бесфундаментном исполнении. Единичная их
производительность достигает 400 м3/мин, давление нагнетания — 0,25 МПа,
а время гарантируемых межремонтных пробегов доходит до 10–20 лет.
Винтовые компрессоры
Надежность в работе, малая удельная металлоемкость и габаритные
размеры предопределили широкое распространение винтовых компрессоров.
В частности, они практически полностью вытеснили другие типы
компрессоров
в
передвижных
компрессорных
станциях,
судовых
холодильных установках.
Типовая конструкция двухроторного компрессора сухого сжатия,
работающего без подачи масла в рабочую полость, показана на рис. 3.7. На
ведомом роторе 1 выполнена винтовая нарезка с впадинами. Ведущий
винтовой ротор 2 с выпуклой нарезкой соединен непосредственно или через
зубчатую передачу с двигателем. Между роторами существует минимальный
зазор, обеспечивающий безопасную работу компрессора, а синхронизация их
вращения происходит при помощи шестерен 3. Роторы расположены в
горизонтально-разъемном корпусе 4, имеющем несколько разъемов, а также
расточки под винты, подшипники, уплотнения и камеры всасывания и
нагнетания.
Рис. 3.7.Винтовой компрессор сухого трения:
1 и 2 — ведомый и ведущий роторы;
3 — синхронизирующие шестерни; 4 — корпус
Уплотнения, состоящие из графитовых или баббитовых колец,
отделяют подшипниковые узлы от рабочего объема корпуса. Между
группами колец подается запирающий газ, препятствующий попаданию
масла из подшипников в сжимаемый газ.
На рис. 3.8 схематично изображен принцип работы винтового
компрессора. Между винтовыми поверхностями роторов и стенками корпуса
образуются рабочие камеры (число их равно количеству заходов винтовой
нарезки). Рассмотрим рабочий процесс на примере одной из камер. При
вращении роторов объем камеры увеличивается; когда выступы роторов
удаляются от впадин, происходит процесс всасывания (рис. 3.8, а). Когда
объем камеры достигает максимума, процесс всасывания заканчивается, и
камера оказывается изолированной стенками корпуса и крышками от
всасывающего и нагнетательного патрубков. При дальнейшем вращении во
впадину ведомого ротора начинает внедряться сопряженный выступ
ведущего ротора. Внедрение начинается у переднего торца и постепенно
распространяется к нагнетательному окну. С некоторого момента времени
обе винтовые нарезки образуют общую полость (рис. 3.8, б), объем которой
непрерывно уменьшается благодаря поступательному перемещению линии
контактирования
нагнетательному
сопряженных
окну.
элементов
Дальнейшее
по
вращение
направлению
роторов
приводит
к
к
вытеснению газа из полости в нагнетательный патрубок (рис. 3.8, c).
Благодаря наличию нескольких камер и высокой частоте вращения роторов
компрессор создает непрерывный поток газа.
Рис. 3.8.Процесс работы винтового компрессора
Отсутствие
клапанов
обеспечивает
винтовым
компрессорам
возможность работать с высокими частотами вращения, т. е. получать
большую производительность при сравнительно небольших габаритах.
Существует также однороторная конструкция винтового компрессора, где
замыкание камер реализуется при помощи двух отсечных шестерен, причем
оси их вращения нормальны к плоскости, в которой лежит ось вращения
ротора.
Центробежные компрессоры
Центробежные компрессоры по сравнению с поршневыми имеют
малые габариты и массу, приходящиеся на единицу производительности,
обеспечивают подачу сжатого газа без пульсаций, в них отсутствуют
поступательно
движущиеся
части,
а
значит,
инерционные
силы,
передаваемые на фундамент, незначительны. Сжатие газа происходит без
загрязнения его маслом, т. к. в зоне сжатия нет трущихся пар, смазываемых
маслом. По конструктивным особенностям центробежный компрессор
экономичен при больших производительностях (более 120 м3/мин).
На
рис.
3.9
показана
принципиальная
схема
центробежного
компрессора. Центробежные компрессоры имеют несколько ступеней, число
которых зависит от требуемой степени сжатия газа. Каждая ступень состоит
из рабочего колеса 3, диффузора 4 и направляющего аппарата 5 и по
конструкции напоминает устройство центробежного насоса. При вращении
рабочего колеса 3 вблизи его оси образуется разрежение, вследствие чего газ
поступает по всасывающему патрубку 1. В рабочем колесе под действием
центробежных и газодинамических сил, возникающих при обтекании
лопастей, происходит повышение давления и скорости газа. В диффузоре 4
скорость снижается, а давление увеличивается. В следующую ступень
сжатый газ поступает через обратный направляющий аппарат 5. Пройдя все
ступени, газ попадает в выходную улитку 6 и направляется в нагнетательный
трубопровод.
Рис. 3.9. Схема трехступенчатого центробежного компрессора:
1 — всасывающий патрубок;
2 — вал;
3 — рабочее колесо;
4 — диффузор;
5— направляющий аппарат;
6 — выходная улитка;
7 — подшипник
Осевые компрессоры
Степень сжатия в одной ступени осевого компрессора невелика и
составляет t = 1,15 ¸ 1,35. Поэтому для получения высокого давления осевые
компрессоры выполняют многоступенчатыми.
В многоступенчатых осевых компрессорах (рис. 3.10) газ через
входной патрубок 1 и конфузор 2 поступает в проточную часть компрессора
и перемещается последовательно от лопаток входного направляющего
аппарата 3 через группу ступеней сжатия, спрямляющий аппарат 6, диффузор
7 и выходной патрубок 9. Рабочие колеса 4 ступеней вместе с валом, на
котором они насажены, образуют ротор, опирающийся на подшипники 8;
направляющие аппараты 5 (служащие для частичного преобразования
кинетической энергии в потенциальную) вместе с корпусом, в котором они
закреплены, — статор.
Входной патрубок 1 служит для равномерного подвода газа к
кольцевому конфузору 2, который предназначен для ускорения потока перед
входным направляющим аппаратом и создания равномерного поля скоростей
и давлений.
Рис. 3.10.Схема осевого компрессора:
1, 9 — патрубки всасывания и подачи; 2 — конфузор; 3 — входной
направляющий аппарат; 4 — рабочие лопасти; 5 — направляющие лопатки; 6
— спрямляющий аппарат; 7 — диффузор; 8 — подшипник
Конструкции вентиляторов
Центробежный (радиальный) вентилятор по конструкции аналогичен
центробежному насосу (рис. 2.3). Это тип вентиляторов — один из наиболее
часто используемых в химической промышленности.
Хотя вентиляторы относятся к компрессорным машинам, расчет
характеристик вентиляторов допустимо проводить в рамках теории насосов
(см. п. 2), исходя из того, что степень сжатия газов в вентиляторах
незначительна, т. е. изменением термодинамических параметров газов в них
можно пренебречь.
В
качестве
основных
параметров
вентиляторов
приняты:
производительность Q, м3/с; полное давление Dp = rgH, Па; статическое
давление D pст = Dp – Dpдин, Па; эффективная мощность Nэф, Вт; КПД,
вычисленные по полному и статическому давлениям соответственно:
,
.
По предложению ЦАГИ коэффициентом быстроходности вентилятора
принято считать частоту вращения вентилятора данного типа, который в
режиме максимального КПД подает 1 м3/с газа, создавая условное давление
294 Па 30 кгс/м2 (30 кгс/м2294 Па), т. е. для вентиляторов коэффициент
быстроходности равен
,
(3.1)
где Hопт — оптимальный напор, приведенный к плотности газа 1,2 кг/м3.
Подробнее
с
особенностями
конструкций
и
рабочими
характеристиками центробежных вентиляторов можно ознакомиться по
справочникам и каталогам [38–44]. Технические характеристики некоторых
вентиляторов и дымососов представлены в табл. 3.1–3.6, а типичная
универсальная характеристика (построенная при разных частотах вращения
рабочего колеса) центробежного вентилятора — на рис. 3.11.
Рис. 3.11. Типичная универсальная характеристика центробежного
вентилятора (ВВД № 11) при n=var
направлении
оси
вращения.
Осевые
вентиляторы
просты
в
изготовлении, компактны и реверсивны. По сравнению с центробежными
вентиляторами они имеют более высокие КПД и подачу при относительно
малой степени сжатия.
Рис. 3.12. Схема осевого вентилятора;
1 — коллектор; 2 — входной направляющий аппарат;
3 — рабочее колесо; 4 — выходной направляющий
аппарат; 5 — кожух (обечайка); 6 — обтекатель
В прямоточном радиальном вентиляторе (рис. 3.13) газ вначале
движется в осевом направлении и поступает во вращающееся рабочее колесо,
где под действием центробежной силы проходит в радиальном направлении
через межлопаточные каналы и выходит сквозь кольцевой радиальный
лопастной
диффузор
(направляющий
аппарат);
в
диффузоре
часть
динамического напора преобразуется в статический, КПД вентилятора
достигает 70 %. Одним из его преимуществ является возможность
размещения электродвигателя внутри кожуха, что снижает его шумность
вентилятора.
Рис. 3.13. Схема прямоточного вентилятора:
1 — корпус; 2 — рабочее колесо; 3 — диффузор
Смерчевой вентилятор (рис. 3.14) 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 возникает вихревое течение, аналогичное смерчу, в центральной и
периферийной частях которого образуется перепад давлений, являющийся
побудителем
движения
воздуха.
Вследствие
этого
часть
потока
с
содержащимися в нем примесями проходит через нагнетатель, минуя рабочее
колесо. КПД вентилятора не превышает 60 %.
Рис. 3.14. Схема смерчевого вентилятора:
1 — кожух; 2 — лопатка; 3 — задний диск
Диаметральный вентилятор (рис. 3.15) 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 направленное течение газа перпендикулярно к оси
вращения колеса. Поперечное течение появляется также при установке
лопаточного
колеса
в
несимметричном
коленообразном
корпусе.
Диаметральные вентиляторы могут создавать значительные давления даже
при невысоких окружных скоростях рабочих колес, поскольку поток газа
дважды
пересекает
вентиляторов
лопатки
относятся
колеса.
невысокий
К
КПД
недостаткам
диаметральных
(максимальный
60–65 %),
повышенная шумность работы, существенные перегрузки электродвигателя
при уменьшении сопротивления сети.
Рис. 3.15. Схема диаметрального вентилятора:
1 — рабочее колесо; 2 — корпус; 3 — неподвижное тело
Элементы теории компрессорных машин
Основные закономерности работы компрессорных машин объемного
типа
рассмотрим
на
примере
поршневого
компрессора.
Расчеты
многообразных динамических типов компрессоров отличаются и приведены
в [4, 6, 8].
Для упрощения анализа работы поршневого компрессора вводят
понятие идеального поршневого компрессора, которому приписывают
следующие свойства: 1) объем мертвого пространства равен нулю; 2)
клапаны безинерционны, и их гидравлическое сопротивление равно нулю; 3)
отсутствует теплообмен между газом и компрессором (адиабатный процесс);
4) отсутствуют утечки газа; 5) перекачиваемый газ — идеальный.
Производительность
идеального
поршневого
компрессора
определяется по формуле
Qт = SLn,
(3.2)
где S — рабочая площадь поверхности поршня, L — ход поршня; n — число
двойных ходов поршня в единицу времени.
Работа за цикл идеального поршневого компрессора равна
,
(3.3)
где k — показатель адиабаты сжимаемого газа; p1 — давление на линии
всасывания; V1 — всасываемый объем.
Средняя мощность идеального поршневого компрессора
,
(3.4)
а средняя мощность поршневого компрессора при изотермическом сжатии
.
(3.5)
Производительность реального поршневого компрессора связана с Qт
Q0 = lQт.
(3.6)
Коэффициент подачи, в свою очередь, определяется как произведение
частных коэффициентов подачи:
l = lв lт lр lг lj .
(3.7)
Здесь lв — коэффициент всасывания, характеризующий снижение
производительности из-за мертвого пространства; lт — коэффициент подачи,
учитывающий влияние подогрева газа на производительность; lр —
коэффициент подачи, учитывающий влияние сопротивления всасывающего
клапана
на
герметичности,
производительность
учитывающий
компрессора;
влияние
lг
прямых
—
коэффициент
утечек
газа
на
производительность компрессора (является аналогом объемного КПД
насосов); lj — коэффициент подачи, учитывающий влияние влажности газа
на производительность (при сжатии газа часть паров конденсируется, что
приводит к дополнительному снижению объема сжатого газа).
Индикаторная
(рис. 3.16)
является
диаграмма
важным
реального
средством
поршневого
для
контроля
компрессора
над
работой
компрессора; для ее построения используется специальный самописец,
устанавливаемый обычно непосредственно на компрессоре. Работа за цикл
пропорциональна площади индикаторной диаграммы. Процессу всасывания
соответствует линия 4–1, процессу сжатия газа — линия 1–2, процессу
нагнетания — линия 32–43, расширение газа, оставшегося в мертвом
пространстве, описывается линией 3–4. «Всплески» вблизи точек 2 и 4
характеризуют инерционность клапанов, приводящую к запаздыванию их
открытия. При появлении тех или иных неполадок в работе поршневого
компрессора
индикаторная
диаграмма
искажается,
что
позволяет
использовать ее как средство диагноза технического состояния компрессора.
Рис. 3.16. Индикаторная диаграмма работы поршневого компрессора
Среднюю
мощность,
потребляемую
реальным
поршневым
компрессором (при условии, что показатели политропы сжатия и расширения
газа практически равны), можно определить по формуле
,
(3.8)
где m — показатель политропы сжатия и расширения газа (их можно считать
практически равными); h h — механический КПД машины; p0 — давление на
линии всасывания (p0
p1).
Регулирование производительности компрессорных машин
Способы регулирования производительности машин динамического
типа — те же, что и динамических (в частности, центробежных) насосов (см.
п. 2).
Для регулирования подачи поршневого компрессора как типичного
представителя объемных машин используют один из следующих способов:
- периодическое отключение привода компрессора. Этот способ
реализуют при наличии на линии нагнетания газонакопительной емкости
(ресивера), обычно для машин малой производительности с воздушным
охлаждением;
- изменение частоты двойных ходов поршня n (допустимо в
ограниченных пределах, не приводящих к существенному нарушению
динамической балансировки машины);
- увеличение объема мертвого пространства путем подключения к
рабочей камере машины одного или нескольких баллончиков (приводит к
снижению производительности компрессора);
- дросселирование газа (производится на линии всасывания, при этом
снижается коэффициент lр).
- байпасирование — перепуск части газа на линию всасывания (для
воздуха возможен сброс в атмосферу);
- задержка момента закрытия всасывающего клапана (при помощи
специального
механизма,
например
кулачкового;
является
самым
экономичным способом, т. к. снижение производительности примерно
пропорционально уменьшению затрат мощности).
4. Общие сведения о струйных аппаратах
Устройства, в которых путем непосредственного контакта (смешения)
осуществляется процесс передачи кинетической энергии одного потока
другому, называют струйными аппаратами (СА).
СА используются в разнообразных технологических процессах.
Широкое их применение обусловлено рядом достоинств: простотой
конструкции и технологии изготовления; малыми габаритами и массой;
отсутствием
легкостью
подвижных
совмещения
рабочих
с
другим
органов;
полной
технологическим
герметичностью;
и
лабораторным
оборудованием; надежностью в эксплуатации и долговечностью. Эти
достоинства, несмотря на весьма низкий КПД СА, обеспечили им
применение в самых различных областях техники.
СА используются в качестве:
- паро-воздушного эжектора для обеспечения высокого вакуума [10], в
том числе в конденсационных установках паровых турбин ТЭС и АЭС [11];
- газового эжектора для повышения эффективности эксплуатации
систем нефтегазосбора [12];
- паро-воздушного компрессора в холодильных установках [13]; для
охлаждения воды в системе кондиционирования воздуха;
- паро-воздушного дутьевого инжектора в котельных установках [13,
14];
- газовой инжекционной горелки в печах [13] и сушилках [31];
- паро-жидкостного
инжектора
в
роли
питательного
насоса
в
энергетических установках [10, 14, 16];
- тягового органа для реактивных двигателей самолетов [28], а также
судовых движителей [16, 29];
- диспергатора в системах жидкость—жидкость [17];
- элеватора для присоединения отопительных установок к тепловым
сетям [14];
- гидроструйного насоса для перемещения жидкостей и суспензий [14,
18–20];
- водогазового эжектора (гидроструйного эжектора или компрессора)
для отсасывания газов и создания вакуума в различных емкостях [14];
- для сбора и транспорта нефтяных газов [21];
- диспергирования и смешения газа в жидкости [14, 18, 22];
- побудителя тяги для пневмотранспорта [14, 23–26] и пылеуборки [27].
Следует
отметить,
Что
Струйные
Ааппараты
относятся
к
нестандартному оборудованию. Это в какой-то мере объясняет появление в
технической литературе различных названий одного и того же типа СА и
появление ошибок при их проектировании.
Классификация СА, а также теория и основные задачи, которые
приходится решать при разработке различных типов СА, наиболее полно
изложены в [14].
Турбины паровые и газовые
Принцип работы турбины
Турбина - ротативный тепловой двигатель с непрерывным процессом
преобразования тепловой энергии рабочего вещества в механическую работу.
Кинематическая схема её предельно проста.
Турбина состоит из двух основных узлов:
1.Вращающаяся часть - ротор, и
2.Неподвижная часть - корпус (статор).
Перед каждым диском с рабочими лопатками укреплен сопловой аппарат,
состоящий из нескольких неподвижных сопел, закрепленных в корпусе.
Основным условием работы турбины является наличие разности
давлений – перед сопловым аппаратом и за рабочими лопатками.
Сопла, совместно с рабочими лопатками, образуют проточную часть
турбины. В проточной части происходит двойное преобразование энергии
рабочего вещества:
1.в
соплах
потенциальная
энергия пара или газа превращается
в кинетическую; на выходе из сопел
скорость потока составляет сотни
метров в секунду;
2.на
рабочих
лопатках
кинетическая
энергия
потока
непосредственно превращается в
механическую работу вращения
вала турбины; скорость вращения,
как правило, составляет тысячи
оборотов в минуту.
Общая классификация паровых и
газовых турбин
1. По принципу действия:
активные и реактивные,
2. По количеству ступеней:
Рис.1
одноступенчатые
и
1, 9 – камеры подвода и отвода пара;
2, 4, 6 – сопла; 3, 5, 8, - рабочие лопатки; многоступенчатые.
Многоступенчатые,
в
свою
7 – диафрагмы.
очередь, могут быть со ступенями
давления, со ступенями скорости и
комбинированные (как со ступенями скорости, так и со ступенями давления).
3. По направлению потока рабочего вещества:
осевые, радиальные и тангенциальные.
Подразделение турбин по принципу действия
Активные турбины (турбинные ступени)
Проточная часть, состоящая из одного ряда сопел и одного ряда рабочих
лопаток, образует простейшую турбинную ступень.
В активном варианте ступени расширение рабочего вещества
(падение давления) имеет место только в соплах; на рабочих
лопатках давление остается постоянным.
Работа осуществляется за счет непосредственного ударного
действия потока на лопатки.
Характер изменения давления и скорости показан на графике,
рис.2, где Р0 – Р1 – Р2 - линия изменения давления, а С0 – С1 – С2 линия, характеризующая изменение абсолютной скорости потока;
С - сопловой аппарат, РЛ - рабочие лопатки.
Реактивные турбинные ступени
Расширение рабочего вещества имеет постепенный
характер: давление частично падает в соплах, а затем - до
конечного значения - на рабочих лопатках, что
обусловливается соответствующим профилем проточной
части.
На лопатках, вследствие наличия перепада давлений,
наряду с непосредственным ударным (активным)
действием струи, появляется реактивная отдача, т.е.,
полная сила, действующая на лопатку, складывается из
двух составляющих.
Характер изменения давления и абсолютной скорости
дан на рис.За, а действующих сил - на рис.3б, где Рд - сила
активного воздействия, Рр - реактивная сила, а Р - полная
сила, действующая на рабочую лопатку.
Подразделение турбин по количеству ступеней
Одноступенчатые турбины
Комбинация одного ряда (по окружности) сопел и одного венца рабочих
лопаток называется активной или реактивной ступенью.
Многоступенчатые турбины
Турбины со ступенями давления
В данном случае турбина состоит из нескольких, последовательно
расположенных простейших одноступенчатых турбин, являющихся
"ступенями" многоступенчатой турбины. Расширение рабочего вещества
происходит постепенно, от ступени к ступени. Такие турбины могут быть как
активного, так и реактивного типа.
Рис.4
Характер изменения давления и абсолютной скорости потока в этом
случае представлен на рис.4а (активный вариант) и рис.4б (реактивный).
Турбины со ступенями скорости
Идея ступеней скорости состоит в том, что кинетическая энергия,
полученная в соплах, превращается в механическую работу не на одном
венце рабочих лопаток, а на нескольких, расположенных последовательно.
Между венцами рабочих лопаток находятся венцы (ряды) направляющих
лопаток для придания струе нужного направления.
В этом случае каждый из рабочих венцов представляет собой ступень
скорости. Турбины такого типа могут быть двух- и трехвенечными.
На рис.5а показана проточная часть двухвенечной турбины. Здесь С сопла; РЛ1 - рабочие лопатки первого венца; НЛ - направляющие лопатки;
РЛ2 - рабочие лопатки второго венца.
Турбины со ступенями скорости могут быть чисто активного типа или же
с небольшой степенью реакции (т.е., небольшим падением давления на
рабочих и направляющих лопатках).
Характер изменения давления и скорости в турбине такого типа показан
на рис.5б (активный вариант) и 5в (вариант с реакцией).
Рис.5
Турбины со ступенями скорости и давления (комбинированные)
В этом случае обычно первая ступень выполняется в виде колеса с двумя
венцами скорости, а остальные - ступени давления активного или
реактивного типа.
Подразделение турбин по направлению потока рабочего вещества
Турбины могут быть осевого типа, радиальные и тангенциальные.
Турбины осевого типа
В турбинах осевого типа генеральное направление движения рабочего
тела совпадает с направлением оси ротора. К турбинам такого типа относятся
все выше рассмотренные конструкции, и это самый распространенный
вариант турбин, используемых для привода электрогенераторов.
Турбины радиального типа
В турбинах такого типа генеральное направление движения рабочего
потока осуществляется в радиальном направлении: либо из района оси
ротора к периферии дисков, либо наоборот - от периферии в район оси
Первый вариант показан на рис.6. Турбина с единой проточной частью
имеет два диска, насаженных на отдельные валы, и вращающихся в разные
стороны. Соответственно, единый турбоагрегат имеет два электрогенератора.
Путь пара на рис.6а показан стрелками, а на рис.6б изображена проточная
часть. В турбине нет неподвижных направлявших аппаратов; все расширение
рабочего вещества происходит на рабочих лопатках.
."~ а.
б.
Рис.6
Рис.7
Второй
вариант
радиальной
турбины
(центростремительный) показан на рис.7. Рабочее тело
подводится
к
диску
через
сопловой
аппарат,
расположенный по периферии, и, после взаимодействия с
рабочими перегородками, на диске, отводится вдоль оси.
Этот вариант имеет место при создании турбин для газотурбинных
установок малой мощности.
Турбины тангенциального типа
Рабочее вещество подходит к колесу почти по касательной
(тангенциально) к его наружной части, где располагаются лопаточные
карманы. Схема турбины и её элементов дана на рис.8.
Классификация паровых турбин
Может быть предложена следущая классификация паровых турбин:
А. В зависимости от характера теплового процесса паротурбинной
установки.
1.Турбины конденсационные
а). турбины конденсационные без отборов пара
б). турбины конденсационные с промежуточными отборами пара
1.с нерегулируемыми отборами
2.с регулируемыми отборами
3.как с регулируемыми, так и нерегулируемыми отборами
в). турбины с промежуточным подводом пара
г). турбины мятого пара
2.Турбины с повышенным давлением на выхлопе
а). турбины с ухудшенным вакуумом
б). турбины с противодавлением
в). турбины предвключенные
Б. В зависимости от давления пара, поступающего в турбину: низкого,
среднего, высокого и сверхкритического.
Турбины конденсационные без отборов пара
В этих турбинах всё количество подводимого свежего пэра, пройдя
турбину и расширившись в ней до давления, меньшего, чем атмосферное
(обычно 0,0035  0,005 МПа), направляется в конденсатор, где тепло
отработавшего пара отдается охлаждающей воде и полезно не используется
(рис.9).
Турбины конденсационные с нерегулируемыми отборами
Нерегулируемые отборы пара, называемые также регенеративными,
предназначены для подогрева питательной
воды, поступающей затем в парогенераторы.
Количество регенеративных отборов зависит
от
начальных
параметров
пара
в
турбоустановке и составляет от 5 до 8
(рис.10). Свое название (нерегулируемые) они
получили от того, что давление пара в них не
остается
постоянным,
а
изменяется
самопроизвольно, в зависимости от расхода
Рис.10
пара на турбоагрегат.
Турбины с регулируемыми отборами
Регулируемыми называются отборы, в которых
давление отбираемого пара на всех режимах работы
турбоагрегата
автоматически
поддерживается
постоянным или же регулируется в заданных пределах с
тем, чтобы потребитель получал пар определенного
качества. Существует два вида тепловых потребителей:
Рис.11
промышленные, где требуется пар с давлением до 1,3  1,5 МПа
(производственный отбор) и отопительные, с потребным давлением 0,05 
0,25 МПа (теплофикационный отбор) (Рис.11а). Если требуется пар как
производственного, так и отопительного назначения, то в одной турбине
могут быть осуществлены два регулируемых отбора: промышленный и
теплофикационный (рис11б).
Турбины с регулируемыми и нерегулируемыми отборами
В таких турбинах предусмотрены как регенеративные, так и
регулируемые. Отборы (рис.12, а). и б).). Как правило, из камеры
регулируемого отбора часть пара направляется на подогрев питательной
воды, а остальное количество (по потребности) - тепловым потребителям.
Турбины с промежуточным подводом пара (турбины двух давлений)
В этих турбинах в промежуточную ступень
подводится пар, имеющий достаточный
потенциал (давление), отработавший где-либо в
технологических процессах, т.е., пар с
производства, который по каким-то причинам
не может быть рационально использован на
самом производстве (рис.13).
Турбины мятого пара
Эти
турбины
применяются
для
использования
пара
низкого
давления,
отходящего с производства после технологических процессов, который по
каким-либо причинам не может быть использован для отопительных или
технологических нужд. Давление такого пара обычно несколько выше
атмосферного, и он направляется в специальную конденсационную турбину,
называемую турбиной мятого пара.
Турбины с ухудшенным вакуумом
Турбины с ухудшенным вакуумом имеют давление на выхлопе ниже
атмосферного, но в 15  20 раз выше, чем обычные конденсационные, т.е.,
0,05  0,09 МПа. Отработавший пар, соответственно, имеет значительную
температуру - до 90 °С. Вместо конденсатора здесь ставится бойлер, через
который прокачивается сетевая вода, используемая далее для отопительных,
бытовых или агрономических целей.
Турбины с противодавлением
У этих турбин отсутствует конденсатор.
Отработавший пар, имеющий давление выше
атмосферного, поступает в специальный
сборный коллектор, откуда направляется к
тепловым потребителям, отопительным или
производственным.
Давление на выхлопе (и в коллекторе)
поддерживается в соответствии с требованиями
объекта теплоснабжения, (рис.14).
Предвключенные турбины
Предвключенными
называются
турбины
с
противодавлением,
отработавший пар которых направляется далее в обычные конденсационные
турбины для глубокого расширения. В таком варианте предусматриваются
два электрогенератора (рис.15), т.е., турбоагрегат является единым по
паровому потоку, но с раздельной выработкой электроэнергии.
Подразделение турбин в зависимости от давления свежего пара
Это подразделение носит весьма условный характер и может быть
представлен® следующим образом.
Начальное давление пара, МПа
Низкого давления
не выше 0,9
Среднего давления
не выше 4,0
высокого давления
9  14
Сверхкритическог
24
о давления
Из истории создания паровых турбин
Идея использования энергии струи пара для
совершения механической работы известна
человечеству очень давно. Еще за 2100 лет до
наших дней Героном Александрийским был
изобретен прибор в виде полого шара,
питаемого через полую ось паром, который выпускался из шара через трубки
в тангенциальном направлении, приводя шар во вращение (рис.1б).
Подобным прибором пользовались египетские жрецы. Прибор, названный
Героном "эолпилом", был отдаленным прототипом реактивной турбины.
В 1629 г. итальянский математик и инженер Джовани Бранка предложил
проект турбины в виде укрепленного на вертикальной оси диска с лопатками,
вращаемого струей пара, которая подводилась тангенциально к диску. По
принципу работы колесо Бранка является прототипом активных паровых
турбин.
Колесо Бранка предназначалось для привода ткацких станков, однако
вследствие малой производительности и очень низкой экономичности эта
турбина не получила промышленного применения.
Попытки создать турбинный двигатель предпринимались во многих
промышленно развитых странах.
Применение паровых турбин в качестве первичного двигателя являлось
очень заманчивым, т.к. в турбинах сразу получалось равномерное
вращательное движение ротора и не было необходимости в специальных
преобразующих
кривошипно-шатунных
устройствах,
усложнявших
двигатель.
Так, за первые две трети XIX века было сделано свыше 200 предложений
на постройку паровых турбин.
Такие работы имели место и в России. В частности, в 1806 - 1813 годах на
Сузунском заводе на Алтае сооружал модели паровых активных турбин
изобретатель Поликарп Залесов. 13 ноября 1806 г. Залесов в донесении на
имя начальника Колывано-Воскресенских заводов предложил построить
паровую машину, в которой "...будет деревянное колесо в подобие водяного
наливного, и пар, пущенный из котла, будет действовать ударом на перья
колеса."
В рапорте 3 апреля 1807 г. П.Залесов пишет: "Модель паровой машины
кончена и приводится в надлежащее действие; я принимаюсь теперь
рассматриванием обстоятельств, находящихся в устроении большой паровой
машины". Модель, в которой "перья" (т.е., рабочие лопатки) были сделаны из
железа, была направлена после её изготовления для испытания на
Барнаульский завод.
Однако по ряду причин теоретического и технологического плана
паровая турбина получила практическое применение лишь в самом конце
XIX века. Последовательно в этот период развитие паровой турбины
происходило следующим образом.
В 1878 г. шведский инженер Лаваль сконструировал
сепаратор для молока, который должен был работать
при 6000 - 7000 об/мин. В качестве двигателя к
сепаратору он предложил реактивную паровую турбину
в примитивной форме сегнерова колеса (рис.17), и в
1883 г. получил патент на турбину такого типа. Однако
эта турбина имела крупный недостаток - огромный
расход пара и, соответственно, низкую экономичность. В результате, Лаваль
стал проводить работы и экспериментальные исследования в другом
направлении, и в 1890 г. его заводом была выпущена паровая турбина
совершенно другого типа: она была одноступенчатая, активная и при числе
оборотов 30000 в минуту развивала мощность 5 л.с. (3,68 КВт). В комплекте
с турбиной имелся зубчатый редуктор с понижением числа оборотов на
выходном валу до 3000 об/мин. К 1900 г. турбины Лаваля строились уже
мощностью до 300 - 500 л.с. при числе оборотов до 10000 в минуту.
Пар использовался насыщенный при давлении до 10 кгс/см2 с выпуском в
конденсатор с глубоким вакуумом.
Промышленная реактивная турбина была построена английским
инженером Чарльзом Парсонсом. В теоретической части Парсонс исходил из
широко известных исследований Леонарда Эйлера и его струйной теории
течения вещества. Парсонс успешно перенес струйную теорию,
разработанную Эйлером применительно к водяным турбинам, на паровую
турбину.
Первая турбина Парсонса была построена в 1884 году; она была осевого
типа, многоступенчатая и при числе оборотов 17000 в минуту развивала
мощность 6 л.с. Начальное давление пара составляло 7 кгс/см2. Турбина
предназначалась для привода электрогенератора.
В рассматриваемый нами период начинается использование
электроэнергии для целей освещения, а затем и для энергетических нужд
промышленности. Появляются первые электростанции постоянного тока
первоначально с приводом электрогенератора от паровой поршневой
машины.
Однако паровая машина вскоре начинает заменяться турбиной как более
простой, быстроходной, компактной и экономичной.
Таким образом, к концу XIX века паровая турбина вышла из стадии
экспериментальных
исследований,
и
началось
её
практическое
использование для привода электрогенераторов. Дальнейшее развитие
стационарных паровых турбин самым тесным образом связано с ростом
выработки и использования электроэнергии для различных целей.
На европейском континенте паровые турбины получили всеобщее
признание в качестве двигателя электрогенераторов только с 1899 г. В этом
году в немецком городе Эльберфельде на электростанции для привода
генераторов впервые были применены две турбины Парсонса мощностью по
1000 кВт. Заказ на английские турбины при высоком уровне строительства
паровых машин в Германии приковал пристальное внимание мировой
технической общественности. Испытание турбин было поручено лучшим и
авторитетнейшим немецким специалистам. Опубликованный ими в 1900 г.
отчет установил неоспоримое преимущество паровой турбины перед
другими типами двигателей, служившими для привода генераторов
электрических станций. Эти события получили в истории название
"эльберфельдской битвы", и именно после нее начинается широкое
использование паровых турбин на электростанциях. Мнение технических и
промышленных кругов резко изменилось в пользу паровых турбин, тем
более, что энергетическое хозяйство в начале XX века уже требовало
выработки энергии на крупных электростанциях, и те мощности, которые
можно было получать от паровых машин и двигателей внутреннего сгорания,
не удовлетворяли потребителей.
Развитии паротурбостроения в России и Советском Союзе
В дореволюционной России строились как стационарные, так и судовые
паровые турбины. Особенно большие успехи были достигнуты российскими
конструкторами и технологами в 1910 - 1914 годах в проектировании и
изготовлении корабельных паровых турбин. В этот период был построен ряд
паротурбинных агрегатов единичной мощностью до 11000  16000 л.с. для
крупных военных кораблей. По некоторым данным общая мощность
построенных в России корабельных паровых турбин превысила 1000000 л.с.
Стационарное же турбостроение в дореволюционной России развивалось
менее успешно. Первым строителем отечественных стационарных паровых
турбин стал Металлический завод в Санкт-Петербурге (впоследствии
Ленинградский металлический завод). Здесь в 1904 году была создана
паротурбинная мастерская и в 1907 году здесь был изготовлен первый
паротурбинный агрегат для привода электрогенератора мощностью 200 кВт.
Турбина была конденсационная с начальным давлением пара 10 кгс/см2 и
температурой 250 °С.
Завод строил активные многоступенчатые турбины с единичной
мощностью агрегата до 1250 кВт; основная же масса турбин имела мощность
100  335 кВт. До 1917 года было построено всего 26 турбоагрегатов
суммарной мощностью около 9000 кВт.
В послереволюционные годы постройка паровых турбин получила в
Советском Союзе большой размах, по следующим причинам:
1.паровая турбина - основной тип двигателя на тепловых
электростанциях, строительство которых предусматривалось сначала
планом ГОЭЛРО (20 электростанций), а затем Государственными
пятилетними планами;
2.паровая турбина - основной тип двигателя для кораблей с силовыми
установками большой мощности.
Металлический завод возобновил постройку турбин в 1923 году.
Отсутствие квалифицированных кадров, опыта в производстве турбин,
имеющем много специфического, усложнило эту задачу. Год уходит на
изготовление первой турбины мощностью в 2000 кВт, выпущенной в 1924
году. Турбина - конденсационная с начальным давлением пара 11 кгс/см2 и
температурой 300 °С.
К 1926 г. завод выпустил ряд турбин мощностью до 3000 кВт при тех же
параметрах пара. В 1926 г. ЛМЗ построил турбину в 10000 кВт и стал
подготавливать производство турбин более крупных мощностью 24000 и
50000 кВт при давлении пара 26 кгс/см2 - и температуре 375 °С.
К октябрю 1928 г. ЛМЗ выпустил 81 турбину на разные мощности в
общей сложности на 140000 кВт.
В 1931 г. ЛМЗ начал выпускать конденсационные двухцилиндровые
турбины мощностью 50000 кВт, с параметрами пара 29 кгс/см2 и 400 С.
Турбостроение в СССР развивалось на базе широко развернутой научноисследовательской работы, позволившее критически использовать
зарубежный опыт и создать свои собственные оригинальные конструкции.
К 1933 г. выпуск турбин настолько возрос, что Советский Союз
освободился от иностранной зависимости в этом отношении.
Наряду с развитием конденсационных турбин в стране особое внимание
было обращено на турбины для комбинированной выработки электроэнергии
и тепла: с промышленным и теплофикационным отборами, а также с
противодавлением.
В 1937 г. на ЛМЗ была выпущена первая конденсационная
двухцилиндровая одновальная турбина мощностью 100000 кВт при
параметрах пара 29 кгс/см2 и 400 °С.
С 1938 г. такие же турбинн стал строить Харьковский турбинный завод.
Стационарные турбины меньших мощностей строились на других
заводах: Кировском заводе в Ленинграде, Невском заводе им.Ленина,
Уральском турбостроительном заводе, Брянском машиностроительном
заводе, а затем и на Калужском турбинном заводе и на других.
Таким образом, до Великой Отечественной войны заводы нашей страны
выпускали большое количество типов турбин от самых малых мощностей
(0,5  5 кВт) до турбин средних мощностей (до 6000 кВт) и наиболее
мощных - до 100000 кВт.
В годы Отечественной войны темп постройки новых турбин резко
снизился. Основные турбостроительные заводы были полностью или
частично эвакуированы на восток и переведены на производство военной
продукции. Однако в военные годы была проделана большая
конструкторская работа по подготовке послевоенного производства паровых
турбин, стоящих на более высоком техническом уровне. Особое внимание
было обращено на широкую унификацию элементов и узлов турбин.
Унификация стала рассматриваться как один из основных принципов
проектирования, который существенно удешевлял серийное производство
турбин. Кроме того, в отечественном турбостроении стала широко
применяться сварка, что также благоприятно сказывается на качестве
турбинных деталей и на стоимости турбины.
Очередной
задачей
послевоенного
турбостроения
явилось
проектирование и создание паровых турбин на высокие и сверхвысокие
параметры пара и широкое внедрение их.
В 1946 г. на ЛМЗ была построена турбина мощностью 100000 кВт при
начальных параметрах пара 90 кгс/см2 и 480 °С.
В 1952 г. была построена первая турбина мощностью 150000 кВт при
параметрах пара 170 кгс/см2 и 550 °С.
Таким образом, примерно за три десятка лет в Советском Союзе была
создана мощная промышленность, изготавливающая турбины стационарные
и судовые в широком диапазоне мощностей и на различные параметры пара.
В последующие годы продолжалось прогрессивное развитие
турбостроения. На ведущих турбостроительных заводах - Ленинградском и
Харьковском - с 1958 г. был освоен выпуск паровых турбин мощностью
150000 и 200000 кВт при параметрах пара 130 кгс/см2 и 565 С.
С этими же параметрами начали производиться турбины для
комбинированной выработки электроэнергии и тепла мощностью 50000,
80000 и 100000 кВт на Уральском заводе.
В период с 1960 по 1968 годы в Ленинграде и Харькове был освоен
выпуск турбин мощностью 300000, 500000 и 800000 кВт, работающих со
сверхкритическими параметрами пара: 240 кгс/см2 и 540 С.
В 1977 г. была построена и сдана в эксплуатацию самая крупная
отечественная конденсационная паровая турбина мощностью 1200000 кВт со
сверхкритическими параметрами пара.
В 1954 г. возникло новое направление в паротурбостроении - создание
турбин для атомных электростанций.
Первая в мире промышленная атомная электростанция мощностью 5000
кВт была введена в эксплуатацию 27 июня 1954 г. В течение 10 лет после
этого производилась проверка и отработка всех вопросов, связанных с
особенностями эксплуатации, надежности, экономичности, и осуществлялась
подготовка к производству промышленных образцов турбин.
Начиная с 1964 г. был освоен выпуск турбин для АЭС мощностью 70000,
220000, 500000 и 1000000 кВт при давлении пара перед турбинами,
соответственно, 29, 44 и 65 кгс/см2.
Краткое обозначение основных заводов, производящих турбины
ЛМЗ - Ленинградский металлический завод
ХТГЗ (ХТЗ) - Харьковский турбогенераторный завод
УТМЗ (УТЗ, ТМЗ) - Уральский турбомоторный завод
НЗЛ - Невский завод им.Ленина (в Ленинграде)
БМЗ - Брянский машиностроительный завод
КТЗ - Калужский турбинный завод
Стандартные обозначения паровых турбин
Стандартные обозначения, которые были приняты до введения ГОСТа 361858
Стандартные обозначения состоят из букв и цифр. Буквы соответствуют
определенным начальным параметрам пара и типу турбины.
М - турбины мятого пара с начальным давлением до 1,5 кгс/см2.
Параметры пара
давление, кгс/см2
температура С
О15
350
А35
435
В90
535
ПВ 130
565
СВ 170
550
СК 240
540
К - конденсационная турбина
П - конденсационная турбина с промышленным отбором
Т - то же, с теплофикационным отбором
ПТ - то же, с двумя регулируемыми отборами: промышленным и
теплофикационным
Р - турбина с противодавлением
Первая цифра после букв соответствует мощности турбины в МВт, а
вторая (для конденсационных турбин) номеру модели турбины; для турбин с
противодавлением - давлению отработавшего пара.
Обозначения д паровых турбин по ГОСТу 3618-58 (новые)
На первом месте - буквы, обозначающие тип турбины: те же, что и при
старых обозначениях: К, П, Т, ПТ и Р. Далее идет цифра - мощность в МВт.
Для турбин с промышленным или теплофикационным отбором эта цифра
может быть двойной - через дробь. Меньшая цифра соответствует мощности
при полностью открытом отборе, а большая - при закрытом отборе.
Следующая цифра соответствует давлению свежего пара перед турбиной
в кгс/см2 или же в МПа.
Далее, для конденсационных турбин и турбин с теплофикационным
отбором - через тире - номер модели, а для конденсационных турбин с
промышленным отбором пара или же турбин с противодавлением - через
дробь - давление в промышленном отборе или же противодавление.
Для сверхмощных турбин атомных электростанций последняя цифра
(через дробь) обозначает число оборотов ротора в минуту - 3000 или 1500.
Примеры обозначений
Старые
Новые
турбины
МК - 2,5 Конденсационные
К - 2,5
- 1,5
АК - 6 - 1
К - 6 – 35
ВК - 50 - 3
К - 50 - 90 - 3 (К - 50 - 8,8)
АЛ - 2,5 - 3
П - 2,5 - 35/5
АТ - 12 - 2
Т - 12 - 35 – 2
ПЖ - 160 СКК - 300
К - 1Ш - 1Ш - <; К - 300 –
240
ВТ - 25 - 5
Т - 25 - 90 – 5
АПТ - 12 -I
ПТ - 12 - 35/10
ВПТ - 50 - 2
ПТ - 50 - 90/13
К - 210 - 130 – 3
ПТ - 80/100 - 130/13
Т - 180/210 -130-1
К - 1000 - 65/1500
Турбины с противодавлением
ОР - 2,5 - 6
Р - 2.5 - 15/6
АР-2,5-6
Р - 2,5 - 35/6
Паротурбостроение за рубежом
Турбостроительные предприятия имеются во многих странах мира, но
наиболее крупные - в США, Великобритании, Германии, Франции, Японии,
Швейцарии. Здесь освоен выпуск паровых турбин различного назначения, в
том числе и для тепловых электростанций, работающих как на органическом
топливе, так и для атомных.
Турбины выпускаются от небольших мощностей - от нескольких МВт до
сверхмощных - 1000 МВт и более. Наибольшие мощности турбин - для АЭС
- 1000  1200  1500 МВт.
Пример - турбина французской фирмы "Альстом" для атомной
электростанции Шуз мощностью 1500 МВт, работающая при 1500 об/мин.
Начальные параметры пара изменяются в зависимости от мощности
турбоагрегата. У самых мощных, предназначенных для обычных тепловых
электростанций, они не превышают 25,5 МПа и 566 °С.
Лишь единичные турбоагрегаты работают при более высоких параметрах.
Например,
на
японской
тепловой
электростанции
Кавагое
эксплуатируется турбоагрегат мощностью 700 МВт при начальном давлении
пара 31 МПа и температуре 566°С.
Турбины АЭС, по условиям работы атомных реакторов, используют
насыщенный пар при начальном давлении 6,5  7,1 МПа.
Практически существует единый мировой уровень паротурбостроения
как по мощностям турбоагрегатов, так и по параметрам пара.
В последние десятилетия XX века новых образцов турбоагрегатов
создано мало. Как правило, идет усовершенствование существующих.
Газотурбинные установки
Простейшая схема газотурбинной установки дана на рис.18.
В её состав входят: К – компрессор,
КГ – камера горения, ГТ – газовая
турбина, ТН – топливный насос, ПМ –
пусковой мотор.
Компрессор забирает воздух из
атмосферы. сжимает его до нужного
давления и подаёт в камеру горения,
куда от топливного насоса поступает
топливо. Компрессор приводится в
действие от газовой турбины, но мощность, им потребляемая, меньше
мощности, развиваемой турбиной. В результате, одновременно с вращением
компрессора, турбина дает полезную мощность на привод электрогенератора.
Рабочим телом в данном случае служат продукты сгорания топлива.
Отработавший газ из турбины выбрасывается в атмосферу. Пусковой мотор
необходим для раскручивания системы роторов, в том числе - компрессора, с
целью получения начального сжатия воздуха при пуске установки.
Газотурбинная установка, работающая по такой схеме, называется
установкой открытого цикла.
Более сложная схема газотурбинной установки, работающей по
замкнутому циклу, дана на рис.19.
В качестве рабочего тела здесь используется воздух или же какой-то
другой газ, циркулирующий в замкнутом контуре и не смешивающийся с
продуктами сгорания.
Камера горения здесь заменена газовым котлом ГК, представляющем из
себя трубчатую конструкцию, подобную обычным водотрубным котлам,
работающим на органическом топливе. На схеме В - подвод воздуха, ПС отвод продуктов сгорания.
Кроме известных уже элементов в схему включен регенератор - Р и
охладитель воздуха - 0.
Регенератор - теплообменный аппарат, служащий для подогрева рабочего
газа, идущего в газовый котел, теплом, содержащимся в отработавшем
газовом потоке, идущем из турбины.
Охладитель воздуха перед компрессором обеспечивает отвод тепла в
окружающую среду в соответствии со вторым законом термодинамики.
В настоящее время практически все газотурбинные установки работают
по схеме открытого цикла.
Основные достоинства и недостатки газотурбинных установок
К достоинствам газотурбинных установок можно отнести:
1. Газотурбинная установка проще по устройству, чем паросиловая из-за
отсутствия котельной установки, сложной системы паропроводов,
конденсатора, а также большого числа вспомогательных механизмов,
применяющихся в паровых установках.
Металлозатраты и вес газотурбинной установки на единицу мощности
вследствие указанных причин будут значительно меньше, чем
паротурбинной.
2. Установка требует минимального расхода воды - практически только на
охлаждение масла, идущего к подшипникам.
З. Для газотурбинных установок характерен быстрый ввод турбоагрегата в
работу. Пуск мощных установок из холодного состояния до принятия
нагрузки занимает порядка 15  18 минут, в то время как подготовка к
пуску паросиловой установки занимает несколько часов, увеличиваясь с
повышением начальных параметров пара.
Недостатки газотурбинных установок:
1. Для того, чтобы установка давала полезную мощность, начальная
температура газа перед турбиной должна быть больше 550 °С, т.е., весьма
высокой. Это вызывает определенные трудности при практическом
выполнении газовых турбин, требуя как специальных весьма жаростойких
материалов, так и специальных систем охлаждения наиболее
высокотемпературных частей.
2. На привод компрессора расходуется до 50  70 % мощности,
развиваемой турбиной. Поэтому полезная мощность газотурбинной
установки гораздо меньше фактической мощности газовой турбины.
3. В газотурбинных установках исключено применение твердого топлива
по обычной схеме. Наилучшие виды топлива для ГТУ - природный газ и
качественное жидкое (керосин). Мазут же требует специальной подготовки
для удаления шлакообразующих примесей.
4. Единичная мощность газотурбинной установки ограничена. На конец
XX века она составляет 120  150 МВт. Это обусловлено большими
габаритными размерами установки из-за невысокого начального давления
газа перед турбиной - до 25 кгс/см2 и его гораздо меньшей
работоспособности по сравнению с водяным паром.
5. Очень большая шумность при работе, значительно превышающая ту, что
имеет место при эксплуатации паротурбинных установок.
Из истории создания газотурбинных установок
Идея использования энергии горячих дымовых газов для совершения
механической работы известна человечеству очень давно. По имеющимся
данным она была высказана и реализована еще Героном Александрийским,
которым был построен прибор, где для целей вращения использовалась
энергия восходящего горячего газового потока.
Позднее, в ХV веке, Леонардо да Винчи была высказана идея "дымового
вертела" для обжарки туш животных.
Принцип действия "дымового вертела"
совершенно подобен принципу .действия
ветряной мельницы. "Дымовой вертел"
размещался в дымоходе, и вращение его
создавалось
дымовыми
газами,
проходившими
через
колесо
с
насаженными на него лопастями (рис.20).
Подобное
устройство
было
осуществлено в средние века. Первый
патент на проект газотурбинной установки
был выдан в 1791 году в Англии Джону
Барберу. В патенте Барбера, хотя и в
примитивной форме, были представлены
все основные элементы современных газотурбинных установок: имелись
воздушный и газовый компрессоры, камера горения и активное турбинное
колесо. Для работы предполагалось использовать продукты перегонки угля,
дерева или нефти. Для понижения температуры рабочих газов
предполагалось впрыскивание воды в камеру горения.
В XIX веке продолжались попытки многочисленных ученых и
изобретателей различных стран создать газотурбинную установку,
пригодную для практического использования. Однако эти попытки были
обречены на неудачу вследствие низкого уровня науки и техники. Металлы,
которые могли бы длительное время противостоять температурам порядка
500 С и выше еще не были получены. Свойства, газов и паров были изучены
недостаточно. Состояние газодинамики не могло обеспечить создания
хороших проточных частей турбины и .компрессора.
В России также предпринимались попытки создать газотурбинную
установку, в частности, инженер-механиком русского военно-морского флота
П.Д.Кузьминским. Он разработал, а затем и осуществил небольшую
газопаровую турбинную установку, состоявшую из камеры сгорания, в
которую кроме воздуха и топлива, подавался водяной пар, получавшийся в
змеевике, окружавшем камеру. Газопаровая смесь затем поступала в
многоступенчатую турбину радиального типа (рис.21).
Горение топлива (керосина) происходило при постоянном давлении
порядка 10 кгс/см2. При испытаниях, несмотря на принятые меры, камера
горения быстро прогорала и выходила из строя. Создать длительно
действующую установку не удалось.
В период 1900 - 1904 гг. в Германии инженером Штольце была построена
и испытана газотурбинная установка, в которой понижение температуры
рабочих газов перед поступлением их в турбину осуществлялось за счет
большого избытка воздуха, подававшегося компрессором в камеру горения.
Испытания установки не дали положительных результатов. Вся мощность,
развивавшаяся газовой турбиной, расходовалась только на привод
компрессора. Полезная мощность установки была равна нулю.
В 1905 - 1906 гг. французскими инженерами Арманго и Лемалем были
построены две газотурбинные установки, работавшие на керосине.
Снижение температуры газов перед турбинами примерно до 560 °С
достигалось впрыскиванием воды. Мощность газовой турбины первой
установки равнялась 25 л.с., второй - 400 л.с. От второй установки впервые
была получена полезная мощность. КПД установки был чрезвычайно низок и
не превышал 3  4 %, хотя КПД собственно турбины достигал уже 70  75 %.
Над созданием газотурбинных установок работал также немецкий ученый
доктор Хольцварт, который провел обширные экспериментальные работы,
основанные на глубоких теоретических исследованиях. Начиная с 1908 г. по
проектам Хольцварта было построено несколько газотурбинных установок.
Наибольший КПД, который был получен в опытах с турбинами Хольцварта
за период до 1927 г. составил 14 %.
В общем же можно сказать, что те немногие, фактически работавшие
газотурбинные установки, которые были построены за рассмотренный
период времени, либо обладали низким КПД, либо были конструктивно
очень сложны и мало надежны в эксплуатации, что, естественно, являлось
препятствием для их практического использования.
Реальное применение газовых турбин началось в 50-х годах XX века.
Первые практически эксплуатировавшиеся газовые турбины выполнялись
утилизационными. Они работали на газах, отходивших от двигателей
внутреннего сгорания, и приводили в действие воздуходувку,
осуществлявшую наддув того же двигателя (увеличение воздушной зарядки
цилиндров). Подобная система впервые была применена в авиации и
позволила уменьшить падение мощности мотора с увеличением высоты
полета.
Первая газотурбинная электростанция с турбоагрегатом мощностью 5000
кВт была введена в эксплуатацию в 1939 г. в Швейцарии. Установка была
выполнена по простейшей схеме и работала при температуре газа перед
турбиной порядка 560 °С.
Позднее, в 50-х годах, в Швейцарии же была построена и
эксплуатировалась газотурбинная электростанция в местечке Бецнау с
турбоагрегатами мощностью в 12 и 25 МВт при начальной температуре газа
650 °С.
Тепловая схема установок была усложнена, что обеспечило более
высокий КПД.
С 50-х годов XX века начинается быстрое развитие газотурбостроения во
всех странах, имевших развитую турбостроительную промышленность.
В стационарном применении газотурбинных установок наметились два
основные направления:
использование на магистральных газопроводах и
для выработки электроэнергии на электростанциях.
На газопроводах газотурбинные агрегаты применяются для привода
компрессоров, перекачивающих газ.
На отечественных заводах (НЗЛ, УТЗ, ЛМЗ) был освоен выпуск
подобных турбонагнетателей первоначально мощностью 4 МВт, затем 5, 6,
10, 16, 25 МВт и более мощных.
Суммарная мощность газотурбинных установок, выпущенных для этих
целей только заводами Советского Союза и России, превышает многие
миллионы кВт.
Газотурбинные установки на электростанциях, как основной тип
двигателя для привода электрогенераторов, используются главным образом в
тех районах, где имеется природный газ, а так же, учитывая их возможности
к быстрому пуску, для покрытия пиковых нагрузок, возникающих в
энергосистемах в относительно кратковременные периоды наибольшего
потребления энергии. На ЛМЗ, в частности, освоен выпуск турбоагрегатов
мощностью 100 МВт.
Предпринимались попытки применения газотурбинных агрегатов в новых
технологических процессах - с использованием в качестве топлива для ГТУ
продуктов подземной газификации угля. С этой целью на ЛМЗ были
изготовлены два турбоагрегата мощностью по 12 МВт, смонтированы на
Шацкой электростанции (Рязанская область) и запущены в эксплуатацию.
Однако работы, проводившиеся в течение ряда лет, показали, что путь
использования в газотурбинных агрегатах низкокалорийных продуктов
подземной газификации в энергетике неперспективен с экономической точки
зрения. Паротурбинные установки с обычной схемой использования топлива
экономичнее и надежнее. Поэтому в 1961 г. работы по освоению сжигания
продуктов перегонки твердого топлива в газотурбинных агрегатах были
прекращены, а Шацкая электростанция остановлена.
Еще одно из направлений по применению газотурбинных установок для
выработки электроэнергии - использование авиационных газотурбинных
агрегатов. Эти агрегаты имеют высокое техническое совершенство,
компактны, надежны, не требуют охлаждающей воды, быстро запускаются в
работу (1-3 мин) и при минимальных работах по реконструкции могут быть
использованы для привода электрогенераторов как для передвижных
автоматизированных энергоустановок небольшой мощности (1000 - 3000
кВт), так и для более мощных, в том числе пиковых. Транспортабельные
установки монтируются на трейлерах и могут быть доставлены практически
в любой район для обслуживания строительных объектов и снятия пиковых
нагрузок.
Стандартные обозначения газотурбинных установок, принятые в
отечественной практике (как пример): ГТ-35-770-2, ГТ-50-800, ГТ-100-750-1,
ГТ-45-950. Здесь первые цифры - мощность в МВт, вторые - температура газа
перед турбиной, С и третья - номер модели.
В газотурбостроении промышленно развитых стран, так же, как и в
паротурбостроении, практически существует единый мировой уровень по
тенденциям развития, мощностям турбоагрегатов и их параметрам.
Решетки профилей осевых турбин
Основным типом турбин в настоящее время являются осевые турбины.
Основным элементом турбины, в котором происходит преобразование
энергий потока пара или газа, является проточная часть.
Проточная часть состоит из неподвижных и подвижных решеток
профилей.
К неподвижным решеткам профилей относятся сопловая решетка и
направляющая решетка (для турбин с венцами скорости); к подвижным –
рабочая решетка.
Геометрические и режимные характеристики решеток.
Обозначения основных величин
Кромки профиля со стороны набегания потока именуются входными
кромками, а со стороны выхода потока – выходными. Линия, касательная к
входным кромкам называется линией переднего фронта, а касательная к
выходным кромкам – линией заднего фронта. Основные геометрические и
режимные характеристики показаны на рис. 1, 2, 3 и 4.
Геометрические характеристики решетки
В – ширина решетки (расстояние между линиями переднего и заднего
фронта),
t – шаг решетки,
b – хорда профиля (расстояние между перпендикулярами к линии,
касательной к входной и выходной кромкам профиля, как бы
"зажимающими" профиль)
a’c; a’л – ширина канала на выходе,
С- высота решетки в выходном сечении,
 – толщина выходной кромки профиля,
Dср – средний диаметр облопатывания решетки,
 – коэффициент загромождения выходного сечения кромками профилей,
y, y – угол установки профиля (угол между хордой профиля и линией
заднего фронта),
0П, 1П – геометрические углы входных кромок профиля
(геометрические входные углы),
1П, 2П – геометрические выходные углы.
Геометрические углы профиля – это углы между линиями фронта
решетки и касательными к базовой линии профиля на входной и выходной
кромках.
1  1 
1
;
t1  sin 1П
 2  1
2
t 2  sin  2П
Относительные геометрические характеристики
t
– относительный шаг решетки, 6
b
l
l  – относительная высота решетки.
b
t
Режимные характеристики решеток
С0 и С1 – абсолютные скорости потока при входе на сопловую решетку и
при выходе из неё,
W1 и W2 – относительные скорости потока при входе на рабочую решетку
и при выходе из неё,
0 и 1 – углы входа потока, соответственно, на сопловую и рабочую
решетки,
1 и 2 – соответствующие углы выхода
1эф и 2эф – эффективные углы выхода, соответственно, с сопловой и
рабочей решеток,
М1 и М2 – число Маха в выходном сечении решетки
a'
a'
sin 1эф  c ;
1эф  arcsin c
t1
t1
a'
a'
sin  2 эф  л ;
 2эф  arcsin л
t2
t2
c
W
M 1  1 и M 2  2 ; где а1; a2 – скорость звука при параметрах в
a1
a2
выходном сечении.
a  k  P  V 10 6 м/сек; здесь К – показатель адиабаты расширения;
для перегретого водяного пара К = 1,3
для воздуха К = 1,4
для влажного водяного пара. К = 1,035 +
0,1Х
Р – МПа, давление в выходном сечении; V – м3/кг – удельный объем там
же.
Классификация решеток профилей
Все применяемые в турбостроении решетки можно разделить на группы в
зависимости от числа Маха в выходном сечении решетки:
дозвуковые при М < 0,9
околозвуковые 0,9 < М < 1,2
сверхзвуковые М > 1,2
- группа А
- группа Б
- группа В
Основные уравнения, описывающие процессы преобразования энергии в
турбине
Процессы преобразования тепловой энергии пара (газа) в механическую
энергию вращения ротора турбины связаны с течением потока через каналы
решеток профилей.
Экономичность преобразования энергии, а следовательно и КПД
турбины, зависит от того, насколько совершенным будет течение потока,
насколько малы в нем потери.
Таким образом, в основе процессов, имеющих место в проточной части
турбины, лежат законы истечения и их основные уравнения, а также
термодинамические зависимости, касающиеся свойств паров и газов. К их
числу можно отнести:
1. Уравнения закона сохранения энергии
P0
c2
P
c2
 z 0  0  1  z1  1
0
2 g 1
2g
c12  c02
h0  h1 
2000
потока, кДж/кг
Здесь h0 и h1 начальная и конечная энтальпия
с0 и с1 – соответствующие скорости, м/с.
2. Уравнение сплошности
Здесь G – массовый расход, кг/с,
G V  F  c
V – удельный объем вещества в расчетном
сечении, м3/кг,
F – площадь расчетного сечения, м2,
с – осредненная скорость потока в расчетном
сечении, м/с.
3. Уравнение количества движения
dm( c2  c1 )  P  dt
где dm – массовый расход за какой-то
промежуток времени, кг
c1 и c2 – начальная и конечная скорости, м/с,
P – сила, действующая на поток, н,
dt – промежуток времени действия силы, сек.
4. Уравнения состояния рабочего вещества (водяного пара, паров других
рабочих веществ, воздуха, продуктов сгорания и др.) на базе которых
построена соответствующие диаграммы (h-s и др.).
При решении большинства практических задач принимается, что поток
рабочего вещества в каналах решеток профилей турбины является
установившимся.
Преобразование энергии потока в соплах
В курсе "Газовая динамика" были рассмотрены основные вопросы теории
истечения паров и газов из сопел. Полученные результаты сводятся в
основном к следующему:
а). применяются два типа сопел
1. сходящиеся – с наименьшим сечением на выходе,
2. расходящиеся (Лаваля) с наименьшим сечением внутри канала, за
которым идет конус расширения.
б). основным критерием для классификации возможных случаев
применения сопел является так называемое "критическое отношение
давлений", при котором расход через сопло достигает максимума.
 кр 
Pкр
Pкр
k
 2  k 1


 k  1
P1
  кр , т.е. при малом перепаде давлений, применяются
P0
сходящиеся сопла; с1.< а.
P
При 1   кр но если эти значения близки – сходящиеся сопла с
P0
расширением в косом срезе; с1 > a.
P
При 1   кр – расходящиеся сопла; с1 > a.
P0
Теоретическая скорость истечения из сопла в любом случае может быть
найдена из уравнения закона сохранения энергии
c12t
c02
h0  h1t 

;
2000 2000
Если
c02
c1t  44 ,7 h0  h1t 
м/с
2000
при c1t >> c0 c1t  44,7 h0  h1t
h0  h1t  h01
c1t  44,7 h01 м/с
Действительный процесс истечения
При действительном процессе истечения часть располагаемой энергии
потока расходуется на преодоление вредных сопротивлений.
Потерянная кинетическая энергия превращается в работу по
преодолению сопротивлений, главным образом на преодоление сил трения,
которая, в свою очередь, превращается в тепловую энергию повышающую
энтальпию протекающего потока.
Таким образом, действительный процесс истечения при том же перепаде
давлений является не адиабатным, а политропным.
Фактическая скорость истечения из соплового аппарата будет меньше
теоретической: c1 < c1t, а конечная энтальпия потока – больше теоретической:
h1 > h1t.
c1 = c1t, где  < 1 – коэффициент, учитывающий потерю скорости в
соплах.
Общее уравнение сохранения энергии одинаково справедливо как для
случая идеального истечения без потерь энергии, так и для реального
течения, сопровождающегося потерями.
c12t  c02
Для адиабатного расширения h0  h1t 
2000
c12  c02
Для политропного расширения h0  h1 
2000
Если из левой части первого уравнения вычесть левую часть второго, то
получим потерю (недоиспользование) энергии в сопловой решетке hс.
h0  h1t  h0  h1  hc  h1  h1t , т.е. h1  h1t  hc
Проделав аналогичную операцию с правыми частями, получим величину
потери энергии через скорости потока:
c12t  c02  c12  c02
c12t  c12 c12t   2 c12t
c12t
 hc 


1 2 .
2000
2000
2000
2000
Левая часть уравнения сохранения энергии для идеального истечения
соответствует располагаемому (адиабатному) теплоперепаду на сопловой
решетке h0  h1t  h01 .
При очень большой разности в скоростях с1t и c0 (с1t >> c0), что
практически всегда имеет место, величиной c02 можно пренебречь.
Из уравнения сохранения энергии получаем
c12t  c02
c12t
h0  h1t  h01 

2000
2000
2
Тогда hc  1   h01 .
Наряду с коэффициентом потери скорости  вводится коэффициент
потери энергии в сопловой решетке с.
 c  1   2 или   1   c






Тогда hc  1   2 h01   c  h01
Построение
действительного
процесса
расширения потока в сопловой решетке показано
на рис. 6.
Состояние пара (газа) в конце действительного процесса расширения на
тепловой диаграмме определяется точкой 1.
Потери в соплах
Коэффициент потери энергии в соплах с и скоростной коэффициент .
Для того, чтобы правильно рассчитать потери энергии в. сопловых
решетках, необходимо с возможно большей степенью точности определить
значение коэффициента с.
Потери энергий в сопловых каналах зависят от очень большого количества
факторов: от формы профилей, от шага решетки, угла установки профиля,
хорды профиля и высоты канала, скорости потока, состояния поверхности
стенок канала и т.д.
Потери в соплах могут быть разделены на две основные группы:
1. Профильные потери
а). трения в пограничном слое,
б). вихревые потери при отрывах потока на профиле (если эти отрывы
имеют место),
в). вихревые потери за выходной кромкой (кромочные потери),
г). потери в скачках уплотнения – волновые потери, возникающие при
околокритических и сверхкритических скоростях.
2. Концевые потери, связанные с конечной высотой сопловых каналов и
возникающие у торцевых стенок.
а). потери трения в пограничном слое у торцевых стенок канала
(стенок, ограничивающих канал по высоте),
б). потери вследствие вторичных токов, имеющих место на верхней и
нижней торцевых стенках канала.
Рассмотрим подробнее, от чего зависит каждая из упомянутых потерь.
Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера
пограничного слоя – ламинарного или турбулентного, в котором скорость
меняется от 0 до максимума, и где имеет место внутреннее трение.
тр = f(Rec; M1t; степени шероховатости стенок канала)
cb
Rec  1 1 здесь 1 кинематическая вязкость,
1
c1 – скорость потока на выходе из канала,
b1 – хорда профиля.
Практически, оптимальное значение числа Рейнольдса
Rec  3105  9105.
Вихревые потери при отрывах потока на профиле
Данные потери в сопловых аппаратах возникают редко; определить их
величину в этом случае можно только экспериментом для конкретных
условий.
Вихревые потери за выходной кромкой
Это – затраты кинетической энергии на
поддержание вихревого движения за выходной
кромкой и на перемешивание вихревого следа с ядром
потока.
Коэффициент
кромочных
потерь
 кр  K
1
a' c
(формула Флюгеля). К = 0,1  0,3
a’c – ширина канала в выходном сечении
Потери в скачках уплотнения
При дозвуковом течении в канале возможно образование местных зон
сверхзвуковых скоростей, возникающих в районе наибольших скоростей на
выпуклой стороне профиля. Эта местная зона затем размывается и переходит
в дозвуковую зону. Такой переход, вызванный появлением скачка
уплотнения, сопровождается потерей энергии.
 P P

 волн  f  1 ; 1 ; k ; M 
 Pкр P0



Общая оценка профильных потерь – через коэффициент пр.
 пр   тр   кр   волн
Величина пр может быть определена, если рассчитать по эмпирическим,
а в ряде случаев и теоретическим формулам отдельные коэффициенты
потерь. Для стандартных профилей данные по пр сведены в специальные
графики, собранные в атласы профилей, по которым, в зависимости от
конкретных условий и может быть найдено числовое значение пр.
Практически пр = 0,02  0,08.
Потери трения в пограничном слое у торцевых стенок канала
Они определяются в основном характером пограничного слоя и
шероховатостью стенок.
Потери вследствие вторичных токов (от парного
вихря)
Причины появления вторичных токов – поворот
струи в канале и наличие разности давлений у его
стенок (рис. 10). Давление потока в точке А больше,
чем в точке В – РА > РВ, поэтому в пограничном слое
на торцевых стенках появляется течение от А к В.
В результате взаимодействия с основным потоком
образуется парный вихрь – у торцевых стенок канала.
Абсолютная величина потерь, связанных с
образованием парного вихря не зависит от высоты канала; поэтому
относительное значение этих потерь возрастает с уменьшением высоты
сопловых каналов.
Оценка обеих составляющих концевых потерь производится единым
коэффициентом кон.
Для стандартных профилей данные по кон сведены в графики.
b

 кон  f  ; M 1t ; 0 ; t 


Практически кон = 0,02  0,12
Полный коэффициент потери энергии в сопловой решетке равен сумме
коэффициентов профильных и концевых потерь:
 с   пр   кон  0,04  0,2
Соответственно, для сопловых решеток, составленных из стандартных
профилей с хорошо обработанными поверхностями
  1   с  0,98  0,895,
меньшее значение – для сопловых каналов очень малой высоты.
Для более точной оценки величины потерь в сопловой решетке должны
быть учтены дополнительные факторы: технология изготовления и наличие
угла раскрытия проточной части.
Характер графиков, позволяющих определить соответствующие
поправки,
дан
на
рис.
11
и
12б
Таким образом  суточ   c  E1  E2
Расширение потока в косом срезе сопла
Сопла обычно бывают наклонены под углом 1п к направлению вращения
рабочих лопаток. Вследствие этого концевая часть сопла от расчетного
выходного сечения 1-1' (рис. 13) до действительного выходного сечения 1-2
представляет собой так называемый косой срез, который поток должен
пройти до входа на рабочие лопатки.
Косой срез начинает работать, если давление за сопловой решеткой Р 1
ниже критического значения Ркр. В этом случае весь процесс складывается
как бы из двух этапов. На первом этапе происходит расширение в собственно
сопловом канале, ограниченном четырьмя стенками (до расчетного
выходного сечения 1-1’). Здесь давление падает от величины Р0 до Ркр, а
остальной перепад Ркр – Р1 срабатывается в косом срезе.
При этом скорость потока становится
сверхзвуковой, а увеличение удельного объема
пара (газа) приводит к отклонению потока в косом
срезе от осевой линии в сторону открытой части
на угол .
Именно эта величина и представляет интерес
для дальнейших расчетов. Угол отклонения потока
за счет расширения в косом срезе  может быть
найден из выражения
V a
sin1п     sin 1п 1  1
Vk c1
a1  44.7 h0кр – критическая скорость в сечении 1-1’,
с1    44 ,7 h01 – скорость потока на выходе из косого
среза,
hc  1   2 h01 – потеря энергии в сопловом канале,
Pкр   кр  Р0 – критическое давление.


В реальных условиях работы сопловой решетки угол  не
должен быть больше 3  5°.
Расчет сопловых решеток
Цель расчета – определить геометрические размеры
сопловой решетки для конкретной турбинной ступени. Это –
часть теплового расчета турбины.
Исходные данные:
G – кг/сек – массовый расход рабочего вещества через решетку,
Р0 – МПа (кгс/см2), давление перед решеткой,
t0 – С – температура перед решеткой,
Р1, – МПа (кгс/см2) – давление за решеткой,
Dср – м – средний диаметр облопатывания,
1п – геометрический угол выходной кромки профиля; принимается в
пределах 11  24 °.
Определяется отношение давлений на решетке и выбирается тип
сопловой решетки:
P1
  кр – решетка со сходящимися сопловыми каналами,
P0
P1
 0,35 – решетка со сходящимися сопловыми каналами с
P0
расширением в косом срезе,
P1
 0,35 – решетка с расходящимися сопловыми каналами.
P0
 кр 
Расчет сопловой решетки со сходящимися сопловыми каналами без
расширения в косом срезе
По исходным параметрам начинается построение процесса расширения в
тепловой диаграмме (рис. 15) и определяется располагаемый теплоперепад
h01, а затем теоретическая скорость истечения c1t  44,7 h01 м/с
Дальнейший расчет производится в двух приближениях.
Расчет в первом приближении
Ориентировочно оценивается коэффициент
потери скорости 1 = 0,96  0,98, а за тем находится
действительная скорость истечения c’1 и потеря
энергии на решетке h’c.
h' c  1  12 h01
c'1  1  c1t м / c;
Далее строится действительный процесс 0-1 и в
точке 1 снимается удельный объем пара на выходе
из решетки \/'1 м3/кг.
Определяется скорость звука при параметрах


выходного сечения a1  k  P1  V '1 10 6 м/с и число
c
Маха M 1t  1t
a1
В зависимости от принятого угла 1п и получившегося числа М1t по
атласу профилей подбирается подходящий профиль.
Например, С-9015А или С-9018Б.
С – профиль предназначен для сопловых решеток
А – дозвуковая решетка, М  0,9
Б – околозвуковая решетка, М = 0,9  1,2
Первые две цифры соответствуют углу 0п, вторые – 1п.
Для подобранного профиля из атласа берется рекомендуемый
относительный шаг t и угол установки у. Далее по графику в зависимости
от t и у находится 1эф. График имеет вид, представленный на рис. 16.
Далее определяется высота выходных кромок
сопловой решетки
G  V '1
'1 
м
    Dcр  c'1  sin 1эф
В данной формуле  – степень парциальности
впуска – отношение длины дуги, занятой сопловой
решеткой, к длине всей окружности ступени на среднем диаметре
облопатывания. Первоначально принимается  = 1 и делается расчет. Если
'
< 0,012 м, то делается пересчет: т.е., принимается желательная
1расч
величина ' > '
1
1расч
и пересчитывается , которая будет меньше единицы. Из
атласа находится хорда профиля b1, определяется шаг решетки t1 = t b1 и
b
отношение 1 .
'1
Расчет во втором приближении
По графикам определяются  пр  f M 1t ; t ; у  и
b

 кон  f  1 ; M 1t ; t ; у 
 '1

Графики имеют вид, представленный на рис. 17 и 18.
Определяются  c   пр   кон ;   1   c ; hc   c h01 ; c1    c1t .
Повторно строится процесс в тепловой диаграмме с учетом нового
значения hc, снимается величина удельного объема и находится высота
выходных кромок решетки во втором приближении
G  V1
1 
м
    Dcр  c1  sin 1эф
Dср
Число сопловых каналов z c 
.
t1
Полученная цифра округляется до ближайшего целого значения; если при
этом  < 1 то пересчитывается . Если же  = 1, то после округления zc –
пересчет t1. Все остальное – без изменений.
Расчет сопловой решетки со сходящимися
сопловыми каналами с расширением в косом срезе
При наличии расширения в косом срезе в
минимальном сечении скорость течения будет
равна скорости звука, а давление – критическому.
Определяется критическое давление Pкр   кр P0 .
По исходным данным строится теоретический
процесс в тепловой диаграмме (рис. 19), откуда
снимаются полный располагаемый теплоперепад
h01
и
теплоперепад,
соответствующий
критическому перепаду давлений h0кр.
Определяется полная теоретическая скорость истечения c1t  44,7 h01 .
Принимается коэффициент  и оценивается потеря энергии в соплах hc. По
результатам построения определяется удельный объем в минимальном
сечении \/к м3/кг и критическая скорость a1  44 ,7 h0кр . Оценивается число
c1t
.
a1
В зависимости от принятого 1п по атласу подбирается профиль из
группы Б, находится t и у , а затем по графику 1ээ  f t ; у и
подсчитывается высота выходных кромок:
G  Vк
1 
м
    Dcр  a1  sin 1эф
Маха M 1t 


Если  1 < 0,012 м, то производится пересчет  по аналогии с предыдущим
вариантом.
Определяется шаг сопловой решетки t1 и число сопловых каналов. Расчет
во втором приближении, как правило, не производится из-за очень
небольшой разницы в результатах.
Преобразование энергии на рабочих лопатках
Выходящий из сопел пар (газ) попадает в каналы, образованные
рабочими лопатками, и здесь происходит второе преобразование:
кинетическая энергия потока превращается в механическую работу вращения
рабочего колеса. При обтекании потоком профилей рабочих лопаток на
каждой из них возникает подъемная сила, приводящая в движение рабочее
колесо турбины. Силу Рz, действующую на каждой лопатке, можно
разложить на две составляющие: Рuz – окружную и Рaz – осевую (рис. 20)
Величина работы, развиваемой колесом, будет определяться только
окружными составляющими Рu (окружной силой).
Как полная сила Рz, действующая на лопатку, так и её составляющие,
могут быть легко найдены, если применить к каналу, ограниченному двумя
соседними рабочими лопатками, известный из механики закон количества
движения. Примем следующие обозначения:
G – кг/с – массовый расход рабочего вещества через решетку,
z – количество каналов, через которые этот поток движется,
c1 – м/с – абсолютная скорость потока при входе в канал,
c2 – м/с – то же, при выходе из канала,
dt – сек – произвольный промежуток времени.
Тогда элементарная масса, входящая в канал и выходящая из него за этот
промежуток времени
G
(рис. 21)
dm  dt
z
По закону количества движения dm  c2  dm  c1  P' z dt т.е., изменение
количества движения за какой-то промежуток времени равно импульсу силы
за тот же промежуток времени.
Здесь Р’z – сила, с которой стенки канала действуют на поток, заставляя
его изменять направление движения.
Согласно закона Ньютона сила, с которой поток будет действовать на
стенки канала, Pz, равна P’z, но противоположна по знаку, т.е., Р’z = – Рz. В
результате можно записать
dmc2  c1   P' z dt   Pz  dt
или
G
 dtc2  c1    Pz  dt
z
G
После преобразований Pz  c1  c2  .
z
G
G
По аналогии Puz  c1u  c2u  и Paz  c1a  c2a  .
z
z
При этом следует помнить, что в скобках находятся проекции векторов
скорости и поэтому, подставляя вместо c1u и c2u их значения, следует
учитывать не только величину, но и направление этих составляющих
скоростей.
Если c1u и c2u направлены в разные стороны (как это чаще всего бывает),
то их абсолютные значения следует сложить, и наоборот, если они
направлены в одну сторону, вычесть одно из другого (рис. 22).
Для всего рабочего колеса турбины при числе лопаток z окружное усилие
определится так:
Pu  Puz  z  G c1u  c2u  н/кг (м/сек2)
Секундная работа потока (т.е., мощность)
W  Pu  u  G  u c1u  c2u  Вт (нм/с или Дж/с)
Мощность, отнесенная к массе в 1 кг
W
Вт/кг (Дж/(cкг))
 u c1u  c2u 
G
Подобным же образом можно вывести выражение для определения
осевой силы
Pa  G c1a  c2 a  н
Выражения для определения Pu и Рa носят название уравнений Эйлера в
честь академика, впервые получившего их в 1754 году.
W1 
Степень реакции турбинной ступени
Степенью реакции турбинной ступени называется
отношение
располагаемого
теплоперепада,
приходящегося на рабочую решетку, ко всему
теплоперепаду, приходящемуся на ступень
h02
h

 02
h01  h02 h0
h0  h01  h02 ; h01  1   h0 ; h02  h0
Для ступени активного типа
P1  P2 ; h01  h0 ; h02  0;   0
Для ступени с реакцией
P1  P2 ; h02  0;   0
Оптимальная форма профиля рабочих лопаток
Форма профиля, в основном, определяется его
геометрическими углами 1п и 2п их соотношением. Исходные уравнения
Pu  Gc1u  c2u  и Pa  G c1a  c2 a 
Наивыгоднейший профиль будет такой, у которого возникающая на нем
сила Р будет иметь окружное направление, т.е., если Р = Рu,а Ра = 0. При этом
Pu имеет наибольшее возможное значение, и совершаемая работа будет
максимальной.
Для преобразования исходных уравнений воспользуемся так
называемыми "треугольниками скоростей" (рис. 24), которые дают
взаимосвязь между абсолютными и относительными скоростями потока и
окружной скоростью на входной и выходной кромках профиля.
Треугольники скоростей позволяют определить окружные и осевые
составляющие каждого вектора скорости.
Примем, что составляющие векторов, направленные по ходу вращения,
имеют знак "плюс" (+), а против направления вращения – знак "минус" (-).
В результате, по треугольникам скоростей получаем:
c1u  c1u  W1u  u ;
c2u  c1u  W2u  u
Тогда
Pu  Gc1u  c2u   GW1u  u   W2u  u   G W1u  u  W2u  u   G W1u  W2u 
Pa  G c1a  c2 a   G W1a  W2 a 
Связь между составляющими векторами относительных скоростей потока
на входе и выходе с рабочей решетки дана на рис. 25.
W1u  W1 cos 1п ;
W1a  W1 sin 1п ;
Отсюда
W2u  W2 cos  2п
W2 a  W2 sin  2п
Pu  G W1 cos 1п  W2 cos  2п 
Pa  G W1 sin 1п  W2 sin  2п 
Оптимальный профиль при активном типе облопатывания
В каналах между рабочими лопатками в этом случае давление постоянно
и, следовательно, относительная скорость, если не учитывать потери, должна
быть постоянной, т.е., W1  W2  W1 .
Тогда Pa  G  W sin 1п  sin  2п   0
Отсюда следует, что должно быть sin 1п  sin  2п  0 или 1п   2п т.е.,
профиль лопатки должен быть симметричным. В действительности же из-за
потерь W2  W1 .
Вследствие этого, как видно из выражения для определения Pu, эта сила
будет меньше, чем при отсутствии потерь. Желательно, чтобы сила Pu была
по возможности большей. Это может быть в известной степени достигнуто за
счет уменьшения угла 2п по сравнению с 1п.
При уменьшении 2п увеличивается cos , а следовательно и сила Pu. По
этим соображениям угол 2п принимается на 3  5  меньше 1п.
 2п  1п  3  5 
При этом сила Pu при наличии сопротивлений примерно равна силе Pu,
при отсутствии сопротивлений, но появляется сила Pa > 0, с чем приходится
мириться.
Вывод: в активной турбинной ступени профили рабочих лопаток должны
быть близкими к симметричной форме.
Оптимальный профиль при наличии реакции в ступени
При наличии реакции в ступени в межлопаточных каналах происходит
дополнительное расширение потока, давление падает, а относительная
скорость нарастает. В результате W2 > W1.
Для обеспечения Рa = 0, выражение и стоящее в скобках, должно быть
равно 0, т.е.,
W1 sin 1п  W2 sin  2п  0
или
W
sin  2п  sin 1п 1
W2
W
Так как 1  1 , то sin 1п > sin 2п т.е. 1п > 2п
W2
Вывод: в турбинной ступени с реакцией профили рабочих лопаток
должны быть резко несимметричными.
Потери на рабочих решетках
Коэффициент потери энергии на лопатках л и скоростной коэффициент
.
Потери на рабочей решетке, так же, как и на сопловой , зависят от
большого количества факторов: от формы профиля рабочих лопаток, угла
поворота струи на рабочих лопатках, угла установки профиля, шага решетки,
хорды профиля и высоты канала, скорости потока и т.д.
Потери на рабочей решетке так же могут быть разделены на две основные
группы:
1. Профильные потери
а). трения в пограничном слое,
б). вихревые потери при отрывах потока на профиле,
в). кромочные потери,
г). потери в скачках уплотнения.
2. Концевые потери
а). потери трения в пограничном слое у торцевых стенок,
б). потери вследствие вторичных токов,
в). потери от взаимодействия струи с неподвижным паром (газом) в
зазоре между сопловой и рабочей решетками.
Природа потерь на рабочей решетке такова же, что и на сопловой
решетке.
Потери трения в пограничном слое зависят в первую очередь от характера
пограничного слоя и, соответственно, от числа Маха.
Wb
Reл  2 2
2
2 – кинематическая вязкость,
W2 – скорость потока на выходе из канала,
b2 – хорда профиля.
Оптимальное значение числа Рейнольдса Reл =
 тр  f Reл ; M 2t 
1,5105  4105.
Вихревые потери при отрывах потока на профиле
В отличие от сопловых решеток данная потеря на рабочих лопатках
может возникать довольно часто и оказывает значительное влияние на
общую величину потерь – как профильных, так и концевых. Отрыву потока
на входной кромке профиля предшествует явление удара либо в спинку
профиля, либо в его рабочую часть
Основной фактор здесь – разность углов 1 – 1п.
Если 1 – 1п > 0, т.е., положительна, то имеет место удар в спинку
профиля.
Если же 1 – 1п < 0 – (отрицательна) – удар в рабочую поверхность.
Влияние удара на профильные и концевые потери учитывается
отдельными коэффициентами Впр и В’кон, характер которых представляется
графиками (рис. 27 и 28).
Кромочные потери
Коэффициент кромочных потерь  кр  К
2
a' л
а’л – ширина канала в выходном сечении;
2 – толщина выходной кромки.
; К = 0,1  0,3
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
МАТЕРИАЛЫ К КУРСОВОЙ РАБОТЕ
по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»
Введение
Методические указания предназначены для студентов кафедры
промышленной теплоэнергетики стационарного отделения и студентов
заочного обучения при выполнении курсовых и дипломных проектов и
содержит пояснения к решению следующих расчетно-практических задач:
.
1. Расчет гидравлической системы котельных установок.
2. Расчет центробежного насоса для котельных установок.
Графическая часть проекта представляется в виде:
1. Чертеж общего вида (В.О.) одного из рассчитанных механизмов по
назначению преподавателя – 1 лист формат А 1.
2. Принципиальная схема гидравлической системы (по выбору) – 0,5
листа формата А 1.
3. Расчетная гидравлическая система характеристики трубопроводов – 0,5
листа формата А 1.
Задание для расчета курсового проекта
№
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
11
12
13
14
15
16
17
18
19
20
21
22
23
24
25
26
27
28
29
30
31
32
33
34
35
Д
тч
5
10
15
20
6
16
19
7
17
18
8
18
17
9
19
20
11
12
13
14
8
7
6
5
10
15
20
6
16
19
7
17
18
8
18
РМПа 1 м
2 м

Lм
0.6
1
1.5
3.0
0.2
1.1
1.6
0.8
1.2
1.7
0.4
1.3
1.7
0.9
1.4
1.7
2.0
2.2
2.3
2.4
2.5
2.6
2.7
0.9
1
1.5
3.0
0.7
1.1
1.6
0.8
1.2
1.7
0.4
1.3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
1
2
3
1
2
3
1
2
3
1
2
3
5
10
15
20
6
11
21
7
16
22
8
16
23
11
16
9
8
5
19
14
12
15
17
5
10
15
20
6
11
21
7
16
22
8
16
20
15
10
5
7
12
22
8
17
21
9
17
22
10
15
8
7
6
18
13
11
14
16
20
15
10
5
7
12
22
8
17
21
9
17
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
2
3
4
2
3
4
2
3
4
2
3
4
Исходные данные для курсового проекта выбирают согласно порядкового
номера журнала
МЕТОДИКА ГИДРАВЛИЧЕСКОГО РАСЧЕТА ТРУБОПРОВОДОВ
1. Принцип расчета.
Гидравлический расчет трубопроводов заключается в выборе внутренних
диаметров труб, скоростей движения жидкостей, производительности и
давления гидравлических механизмов. В основе расчёта лежат известные из
гидродинамики уравнение сплошности и уравнение Бернулли.
Уравнение сплошности для несжимаемой жидкости:
f1 · V1 = f2 · V2 = const;
где f1, f2 – площадь первого и второго сечений трубы, м2;
V1, V2 – средние скорости движения жидкости в первом и втором
сечениях, м/с.
Уравнение Бернулли выражает закон сохранения энергии движущейся
жидкости. В случае установившегося потока жидкости для первого и второго
сечений потока относительно произвольной выбранной горизонтальной
плоскости сравнения оно выглядит так:
gρZ1  P1 
ρV12
ρV 2
 gρZ 2  P2  2  P1 2 ,
2
2
где Z1, Z2 – высота расположения центров масс первого и второго сечений
потока над плоскостью сравнения, м;
P1, P2 – давления в центре масс первого и второго сечений, Па;
g – ускорение свободного падения, м2/с;
– плотность жидкости, кг/м3;
ΔP1–2 – потери давления на участке 1–2, Па.
Потери давления ΔP складываются из потерь на трение ΔPТ, в прямых
участках трубопровода и потерь в местных сопротивлениях (клапанах,
клинкетах, коленах и др.) ΔPМ:
ΔP = ΔPТ + ΔPМ.
Потери давления на трение в прямых трубах определяются по формуле:
PТ  λ
l ρV 2
4R 2
,
(2)
где λ – коэффициент сопротивления трения прямой трубы;
l – длина прямой трубы, м;
V – средняя скорость жидкости, м/с;
R – гидравлический радиус, равный отношению площади сечения трубы f
к его периметру χ, т.е.
R
f

м.
Гидравлический радиус трубы круглого сечения:
f
R


πd 2 d

4πd 4
,
где d – внутренний диаметр трубы, м.
Подставляя значение гидравлического радиуса труб круглого сечения в
выражение (2), получаем формулу для потерь давления в прямых
цилиндрических трубах:
PT  λ
l pV 2
d 2
.
(3)
Гидравлический радиус трубы прямоугольного сечения:
R
f


a b
.
2(a  b)
Для труб прямоугольного сечения формула (3) будет иметь вид:
PT  λ
l (a  b) ρV 2
2ab
2
,
(4)
где a и b – размеры сторон прямоугольного канала трубы, м.
При выполнении расчетов по формулам (3) и (4) необходимо определить
коэффициент
сопротивления
трения
λ.
В общем случае он является функцией критерия Рейнольдса Re и
относительной шероховатости стенок трубы, по которой течет жидкость.
Численные значения критерия Re находят из зависимости:
Re 
V d
γ
,
где V – скорость движения жидкости, м/с;
d – внутренний диаметр трубы, м;
γ – кинематический коэффициент вязкости, м2/c.
За меру шероховатости труб c равномерной зернистой шероховатостью
принимается
усредненная
высота
выступов
k в миллиметрах на определенном участке трубы, называемая абсолютной
геометрической шероховатостью. Для труб промышленного производства с
неравномерным распределением выступов, впадин и волнистости принято
понятие абсолютной эквивалентной геометрической шероховатости kЭ.
Величину её получают расчётом, исходя из условия эквивалентности
гидравлического сопротивления труб одинаковой размерности, одна из
которых с равномерной зернистой шероховатостью, а другая – с
неравномерной.
Для новых стальных бесшовных труб, не бывших в эксплуатации, kЭ =
0,02
÷
0,2
мм;
для
сварных
kЭ
≤
0,25
мм;
для
новых
гладких
труб
из
меди,
латуни,
пластмасс
kЭ = 0,015 ÷ 0,06 мм.
Относительной шероховатостью называется отношение абсолютной
геометрической шероховатости трубы к её диаметру, т.е.
ε
где kЭ и d даны в миллиметрах.
kЭ
d
,
Для ламинарного режима течения (Re
сопротивления трения λ определяют по формуле:
λ
<
2300)
коэффициент
64
Re
Для жидкостей можно рекомендовать следующие формулы:
– для турбулентного режима в области гидравлически гладких труб –
формулу Филоненко:
λ
–
0,303
27
при 2300  Re  1,14
2
(lg Re  0,9)
ε
для переходной области – формулу Альтшулера:
100 

λ  0,11,46ε 

Re 

–
;
0 , 25
1,125
при
27
 120 
 Re  

ε1,14
  
;
для гидравлически шероховатых труб – формулу Никурадзе
λ
0,25
lg ε 
3,7 2
1,125
 120 
при 

 ε 
 Re .
Для нахождения полных потерь давления в трубопроводе, зная ΔPТ
необходимо вычислить потери давления в местных сопротивлениях ΔPМ. В
связи с большим насыщением трубопроводов систем СЭУ различной
арматурой,
а
также
с искривлениями осей труб потери давления в местных сопротивлениях
обычно являются определяющими. Эти потери вычисляют по формуле:
PМ 
где

ξ
ρV 2
2
,
(5)
ξ
– сумма коэффициентов местных сопротивлений.
При протекании жидкости через различную арматуру, повороты и
ответвления происходит деформация потока, что создает дополнительные
вихреобразования
в
текущей
среде
и в конечном счете приводит к потере энергии. В большинстве случаев ξ
зависит от критерия Рейнольдса Re и вида местных сопротивлений.
Коэффициенты местных сопротивлений определяют опытным путем и для
расчета трубопроводов выбирают согласно рекомендациям в таблице.
Таким образом, полные потери давления в трубопроводе определяются по
формуле:
P  PT  PM  λ
l ρV 2

d 2
ξ
ρV 2
2
(6)
2. Расчёт гидравлических потерь давления в трубопроводах.
Известно несколько расчетных методов определения потерь давления в
трубопроводах, однако наибольшее применение получили следующие
методы: эквивалентных длин (метод потери давления на единицу длины
трубопровода); динамических давлений (метод эквивалентных местных
сопротивлений); характеристик (обобщённый метод).
Метод характеристик. В целях сокращения вычислительной работы при
определении потерь давления, обобщенный метод предполагает совместное
решение уравнений объёмного секундного расхода и потерь давления:

πd 2
V

4
 и
l ρV 2 
PТ  λ
d 2 
Q
Q
πd 2
V
4
PM 

ξ
ρV 2
.
2
Если в уравнение для потерь давления на трение в прямых участках труб
подставить
V
4Q
πd 2
из уравнения расхода, то получим:
P T  λ
Обозначим
16 λρ
 KT –
2π 2 d 5
l ρV 2 16 λρ
 2 5 lQ 2 .
d 2
2π d
удельное сопротивление трения 1 м трубы, а KT · l
= SТ – обобщённое сопротивление трения прямых участков труб. Тогда
расчётное уравнение для потери давления трения в прямых участках труб
будет:
ΔPТ = SТQ2.
Если в уравнение для потерь давления в местных сопротивлениях
подставить
V
4Q
πd 2
, то получим:
PМ 
Обозначим
16ρ
 KM –
2π 2 d 4

ξ
ρV 2
16ρ
 2 4
2
2π d
 ξQ
2
.
удельное местное сопротивление, а
KM
ξ  S
M
–
обобщённое местное сопротивление. Тогда расчётное уравнение для потерь
давления в местных сопротивлениях примет вид:
PM  SM  Q2 .
Суммируя потери давления на трение и местные сопротивления,
получаем расчётную формулу:
ΔP = ΔPТ + ΔPМ = (SТ + SМ)Q2 = SQ2,
где S=SТ + SМ – обобщенное сопротивление.
(7)
Для сокращения времени расчета величины
1
KT
λ
и KМ для различных d
принимаются из заранее составленных таблиц.
3. Основные случаи гидравлического расчёта простых трубопроводов
В расчётной схеме сеть трубопроводов обычно разбивают на отдельные
участки, в пределах которых сохраняются постоянство расхода жидкости и
постоянство диаметра сечения трубы. Такие трубопроводы называют
простыми. На рис. 14 представлена расчетная схема простого трубопровода
1–2.
Уравнение Бернулли для сечений 1 и 2 трубопровода:
gρZ1  P1 
ρV12
ρV 2
 P1 2  gρZ 2  P2  2
2
2
.
Давление в сечении 2:
P2  P1  ρg ( Z1  Z 2 )  P1 2  ρ
V12  V22
2
.
Так как в простом трубопроводе V1 = V2, то уравнение примет вид:
P2 = P1 + ρg(Z1 – Z2) + ΔP1-2.
Обозначим статическое давление через
Pст = P1 + ρg(Z1 – Z2),
тогда
P2 = Pст + ΔP1–2
Как правило, рабочее давление потребителя P1 задаётся или принимается,
тогда задача определения давления P2 сводится к расчету потерь давления в
трубопроводе ΔP1–2.
Рис. 14. К гидравлическому расчету простого трубопровода:
а - расчетная схема; б - гидравлическая характеристика
Для расчета потерь давления используют:
– уравнение расхода
Q
–
πd2
V
4
;
уравнение потерь давления
ΔP = ΔPТ + ΔPМ = (SТ + SМ)Q2 = SQ2.
(8)
Для построения характеристики простого трубопровода целесообразно
использовать формулу (7). Подставив это значение ΔP в выражение (8)
получим уравнение характеристики трубопровода P2 = Pст + SQ2. Для
каждого трубопровода обобщённое сопротивление является величиной
постоянной и может быть легко определено.
Задаваясь рядом последовательных значений расходов Qi, и подставляя их
в уравнение характеристики трубопровода, получаем соответствующие
значения давления P2. Нанеся эти точки на график в координатных осях P2 –
Q,
и
соединив
их плавной кривой, получим характеристику трубопровода (рис. 14).
Таблица 17
Средние скорости течения сред в трубопроводах систем
Трубопровод
Скорость,
Примечание
м/с
1
2
3
Перегретого пара
В отд. случаях
40–55
(300 мм)
до 70 м/с
Ответвления
от
трубопровода
35–40
перегретого пара
Насыщенного
пара
1
Ответвления от
трубопровода
насыщенного
Отработавшего
пара
перегретого пара
Отработавшего
насыщенного
пара
Пара
к
конденсатору
Приёмный
конденсатных
насосов
2
3
30–35
В отд. случаях
до 50 м/с
40–45
35–40
50–80
0,5–1,0
Приёмный
бустерных
насосов
Напорный
конденсатных
насосов
0,7–1,5
2–2,5
Напорный
питательных
насосов
3–4,5
Приёмный масла
и топлива при
10–20
вязкости, ВУ:
до
10
20–60
60–120
Напорный масла
и топлива при
вязкости, ВУ: до
5
5–10
Охлаждающие
(
10–20
20–60
Охлаждающие
60–120
Охлаждающий Охлаждающие
Воздуха
низкого
пресной воды
Воздуха
давлениясреднего
Дымоход
давления
ароганераторной
установки
с
Дымоход
искусственным
ароганераторной
дутьём
установки
с
Выпускных
естественной
двухтактного
тягой
Газотурбинной
дизеля
установки
1–1,5
0,8–1,1
0,6–1,0
0,5–0,8
1,5–2,5
1,2–1,5
1,0–1,2
1,0–1,1
0,8–1,0
1,0–1,2
2,5–3,0
до 3,5
2,5–3,0
12–20
20–50
20–25
5–8
40–50
25–30
30–50
ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ
ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
1. Определения конструктивной схемы насоса.
Поставив задачу спроектировать по заданным параметрам насос,
необходимо
определить
его
конструктивную
схему
с помощью коэффициента быстроходности
ns  3,65n
Q
H 3/ 4
,
где n – частота вращения, об/мин; Q – подача, м3/с.
Напор насоса Н (м) определяется по формуле:
H= Р2  Р1 106 ,
ρg
где P2 – давления нагнетания, МПа;
P1 – давления всасывания, Мпа;
ρ – плотность рабочей жидкости, кг/м3.
Плотность пресной воды принимается из табл. 22 по температуре
перекачиваемой жидкости. Для насосов, перекачивающих забортную воду,
плотность принимается ρ = 1025кг/м3, соответствующая температуре 15°С.
Коэффициент быстроходности характеризует КПД, соотношение
геометрических
размеров,
форму
проточной
части
и характеристик насоса. В частности, с помощью nS можно характеризовать
геометрическую форму меридионального сечения колеса насоса (рис. 22).
При малых nS имеем насосы малой быстроходности – меридиональное
сечение канала колеса узкое и длинное. С увеличением nS канал расширяется,
увеличивается отношение b2/D2, диаметры выхода и входа сближаются,
уменьшается отношение D2/D0. Данные, приведённые на рис. 22, отражают
рациональную связь типа насоса с коэффициентом быстроходности.
Установив влияние коэффициента быстроходности насоса на форму
меридионального сечения колеса, следует отметить, что нет строгой
однозначной связи между геометрическими соотношениями колеса и
коэффициентом быстроходности насоса.
Таблица 22
Физические параметры пресной воды
Давлен
Давлен
Плотн
Темпе Плотн
ие
Темпе
ие
ость,
ратура, ость, парооб ратура,
парооб
ρ, кг/м
3
tв, °С ρ, кг/м разова tв, °С
разова
3
ния,
ния,
PS, кПа
0
10
20
30
40
50
60
70
999,8
7
999,7
3
998,2
3
995,6
7
992,2
988,1
983,2
977,8
0,62
1,25
2,38
4,30
7,50
12,56
20,21
31,75
PS, кПа
80
90
100
110
120
130
140
150
971,3
965,3
958,4
951,0
943,5
935,1
926,3
917,2
48,28
71,5
103,3
146,1
202,4
275,4
368,4
485,2
Рис. 22. Типы рабочих колёс лопастных насосов
На геометрические отношения оказывают влияние и другие параметры
насоса, которые выбираются при проектировании независимо от значения nS.
Так, для обеспечения высоких антикавитационных свойств насоса
приходится увеличивать диаметр входа в колесо D0 и ширину колеса b1.
Если полученные значения nS лежат в пределах от 50 до 300,
проектируемый
насос
может
быть
выполнен
одноступенчатым
однопоточным центробежным.
При nS ≤ 40 центробежный насос должен быть многоступенчатым. Имея
в
виду,
что
максимальное
значение
гидравлического
КПД
многоступенчатых насосов при значениях коэффициента быстроходности
nS = 80 ÷ 100, выражения для определения номинального напора на ступень
H1’ = 0,165n3/48 · Q2/3, тогда число ступней iн’ = Н/Н1.
Полученное значение должно быть округленно до целого числа iн, им
тогда величина напора, приходящаяся на одну ступень, будет Н1 = Н/iн.
Тип рабочего колеса для многоступенчатого насоса определяют по рис.
22, предварительно определив значение nS не для всего насоса, а для его
ступени:
ns  3,65n
Q
H1
3/ 4
.
Определение числа потоков многоступенчатого насоса производится с
учетом максимального значения коэффициента быстроходности колеса
nS = 300.
Максимально допустимая подача, приходится на одно колесо
одностороннего всасывания,
Q1  6800
H 3/ 2
.
n2
Число параллельно работающих колес или число потоков
iQ  Q / Q1.
Полученное значение должно быть округлено до целого числа iQ, и тогда
окончательно подача, приходящаяся на одну сторону колеса (один поток) Q1
= Q/Q1’.
Затем, определив значение коэффициента быстроходности для одного
колеса многоступенчатого насоса, выбирают по рис. 22 тип рабочего колеса.
Число параллельных потоков iQ для судовых насосов принимают не более
двух и рабочее колесо выполняют с двусторонним входом, которое можно
рассматривать как совокупность двух параллельно соединенных колёс.
2.
Проверка
выбранной
частоты
вращения
по
условию
бескавитационной работы насоса.
В основе всех методов расчета центробежных насосов на
бескавитационную
работу
используются
опытные
коэффициенты
экспериментальных исследований. Наиболее широкое применение получил
кавитационный коэффициент быстроходности С.С. Руднева, определяемый
по формуле:
C= 5.62 n
Q
h
3/ 4
,
(9)
max
где Δhmax – избыточный напор на всасывание, м.
Физический смысл заключается в том, что во всасывающей полости
насоса и рабочего колеса происходят гидравлические потери энергии и
преобразование потенциальной энергии в кинетическую, т.е. происходит
уменьшения давления.
Из уравнения (9) следует, что при n = const и Q = const увеличения
коэффициента С происходит за счет уменьшения Δh.
Максимальному значению Δhmax соответствует допусти-мый С. Обычно С
= 800 ÷ 1000, для насосов специальных конструкций с повышенными
противокавитационными свойствами коэффициент С = 1200 ÷ 1500 и более.
При проектировании насосов коэффициент С ориентировочно выбирается
по ранее определенному значению коэффициента быстроходности nS:
nS
70
70-80
80-150
150-220
C
600-750
800
800-1000
1000-1200
Зная параметры Q, n и значение С, можно определить предельную частоту
вращения nпр, которую не следует превышать, чтобы при заданных условиях
всасывания не возникла кавитация в насосе:
nпр =
 P  PS 6 V12 
С 1
10 

2g 
 ρg
5,62 Q
3/ 4
,
где PS – абсолютное давление парообразования, Мпа;
V1 – скорость жидкости во всасывающем патрубке насоса, м/с.
Абсолютное давления парообразования PS определяется из табл. 22, по
заданной температуре перекачиваемой жидкости.
Скорость рабочей жидкости во всасывающем патрубке насоса может быть
оценена, м/с:
а) для питательных насосов V1 = 1.7 ÷ 8;
б) для конденсатных насосов V1 = 0.5 ÷ 1;
в) для циркуляционных насосов V1 = 2 ÷ 5;
г) для противопожарных насосов V1 = 2 ÷ 4.
Для проверки выборочного значения скорости V1 определяется
предельное значение скорости жидкости во входном сечении колеса С0 по
условию обеспечения бескавитационной работы:
С0  b3 Q т n 2
,
где b = 0,06 ÷ 0,085 – коэффициент, полученный в результате исследования
кавитационных свойств насосов;
Qт = Q/η0 – теоретическая подача, м3/с.
При определении Qт необходимо задаться величиной объёмного
коэффициента полезного действия η0. Обычно η0 = 0,85 ÷ 0,98.
Выбранное значение скорости V1 должно быть несколько меньше её
предельного значения C0, причём эта разница не должна быть большой.
Если предполагается эксплуатация насоса на перегрузочных режимах, то
с целью обеспечения надёжности его действия в кавитационном отношении
рекомендуется при определении допустимой частоты вращения насоса
выполнить условия nдоп = (0,7 ÷ 0,8) nпр.
Рабочая частота вращения (заданная) n должна быть меньше nдоп, что
обеспечивает бескавитационный режим работы насоса.
Если же n ≥ nдоп, необходимо уменьшить n и повторить расчёт.
3. Расчёт размеров рабочего колеса.
К основным размерам рабочего колеса относятся:
D0 – диаметр входа, м;
D1 – средний диаметр входной кромки лопатки, м;
D2 – наружный диаметр, м;
b1 – ширина межлопастного канала на входе, м;
b2 – ширина межлопастного канала на входе, м;
dв – диаметр вала, м;
dвт – диаметр втулки, м.
Расчёт начинается с определения ориентировочного
гидравлического КПД по формуле А.А. Ломакина:
η 1
Г
0,42
lg D1ПР  0,172 2
значения
,
где D1пр – приведённый входной диаметр колеса, вычисляемый по формуле:
D1пр  4  4,5 10 3 3
Q
n
.
Величина гидравлического КПД находится в пределах ηГ = 0,80 ÷ 0,95.
Наружный диаметр рабочего колеса:
D2 
42,3
n  ηГ
H
1 ρ
,
где ρ = 0,65 ÷ 0,85 – коэффициент реактивности рабочего колеса; для высоко
напорных колёс принимается меньшее значение, а для низконапорных колёс –
более высокое значение ρ.
Окружная скорость на внешнем диаметре колеса
U2 
π D2 n
.
60
Так
как
были
произвольно
приняты
две
величины – ρ
и ηГ, то для контроля правильность расчёта на данном этапе
определяется коэффициент напора,
пределах:
m
H g
u 22
, который должен лежать в
m = 0.40 ÷ 0.55 – для насосов с направляющим аппаратом;
m = 0.30 ÷ 0.50 – для насосов без направляющего аппарата.
Если полученное значение m выходит за указанный предел, то
необходимо повторить расчёт с соответствующим изменением велечин ρ и
ηГ.
Для определения диаметра вала насоса необходимо знать мощность на
валу насоса N, квт.
N
QρgH
,
1000 ηо ηГ ηM
где ηМ = 0,9 ÷ 0,98 – механический КПД (предварительно принимаются);
η0 – объёмный КПД. Определяются по формуле А.А. Ломакина
ηо 
1
.
1 0,68ns  2 3
Диаметр вала в месте посадки рабочего колеса определяется из условия
допустимых напряжений от кручения. При допустимом напряжении на
кручении τкр = (20 ÷ 40) МПа диаметр стального вала приближенно
определяется по формуле:
d в  0,11  0,133
N
.
n
Диаметр втулки колеса определяется по диаметру вала в зависимости от
способа крепления колеса на валу:
dвт = (1,2 ÷ 1,4)dв.
Диаметр
входа
неразрывности
Qt 
в
рабочее
π 2
Dо  dвт2 Со ,
4
колесо
откуда
Dо 
определяется
4Qt
 d вт2
πС0
из
уравнения
.
Диаметр окружности D1, проходящий через средние точки входных кромок
цилиндрических лопаток, принимается равным:
D1 = (0,9 ÷ 1,0)D0.
Для проверки правильности проведённых расчётов необходимо
определить соответствие отношения диаметров D2/D0 вычисленному
коэффициенту быстроходности колеса по диаграмме проф. Ф.П. Товстолеса
(рис. 23). Полученное значение должно лежать между граничными кривыми.
Если значение D2/D0 выходит за пределы граничных кривых, расчёт
необходимо повторить с изменением принимаемых при расчёте величин в
вышеприведенных формулах.
Расчётные размеры рабочего колеса приводят к стандартным размерам.
Ширина входного канала в меридиональном сечении определяется из
уравнения неразрывности:
b1 
Qt
π D1 c1' М K1
,
где K1 = 0,8 ÷ 0,9 – коэффициент сужения на входе, характеризующий
степень стеснения потока телом лопаток;
c1М’ – меридиональная составляющая абсолютной скорости жидкости во
входном сечении колеса; принимается равной скорости на входе С0.
Рис. 23. Зависимость D2/D0 от nS
Ширина выходного канала в меридиональном сечении:
b2 
Qt
'
π D2C2M
k2
,
где k2 = 0,9 ÷ 0,93 – коэффициент сужения потока на выходе из рабочего
колеса;
c2М’– меридиональная составляющая абсолютной скорости на выходе из
колеса; обычно c2М’ = c1М’, для узких колёс c2М’ = (0,8 ÷ 0,5)c1М’.
Отношение ширины канала на входе b1 к ширине на выходе b2 для
цилиндрических лопаток лежит в пределах b1/b2 = 1 ÷ 2.
Для построения колеса в плане необходимо определить элементы
входного и выходного треугольников скоростей.
Окружная скорость на диаметре:
U1 
π D1n
.
60
Меридиональная составляющая абсолютной скорости при входе в
межлопастные каналы с учетом стеснения сечения телом лопаток
C1M  К1 С1М .
Угол безударного входа потока на лопатку
γ1
arctg
С1M
U1
.
Направление входной кромки лопатки следует выбирать близким к
направлению относительной скорости W. В противном случае получается
отрыв потока от лопатки с образованием вихревой зоны, сильно
увеличивающей потери на входе в рабочее колесо.
Для уменьшения гидравлических потерь и улучшения кавитационных
свойств насоса необходимо проектировать лопатку с учетом угла атаки δ.
γ1 = γ1’ + δ.
Для насосов с хорошей всасывающей способностью обычно γ1 = 18 ÷ 25°.
В некоторых случаях значение γ1 лежит в более широких пределах (12–38°).
Относительная скорость потока на входе
W1 =
С1M
sin γ1
.
По известным значениям U1, γ1, и W1 строится треугольник cкоростей на
входе (рис. 24 а).
В целях создания благоприятных условий для безотрывного обтекания
потоком поверхности лопатки отношения относительных скоростей на входе
и выходе должно быть близким к единице:
W1/W2 = 1.
При малом угле γ1 для сохранения желаемого значения
отношение W1/W2 = 1,15, но не более.
Угол выхода лопатки
sin γ 2 
W K 2C '2 M
1
W1 K1C '1M
допускается
sinγ1.
По sin γ2 определяется значение угла γ2. Для современных центробежных
насосов угол γ2 = 17÷30° и лишь в редких случаях превышает 30°.
Число лопаток колеса:
Z= 6,5
γ  γ2
D2  D1
sin 1
D2  D1
2
.
Полученное число z округляется до ближайшего целого числа.
У выполненных рабочих колес число лопаток составляет 6–10. Хотя
увеличение числа лопаток по отношению к оптимальному не приводит к
заметному снижению КПД насоса, произвольно его увеличение
нежелательно из технологических соображений. Необоснованное же
уменьшение числа лопаток может привести к отрыву потока и
существенному снижению КПД.
Коэффициент циркуляции, учитывающий влияние конечного числа
лопаток
μ
1
,
2y
1
1
z 1  ( D1 / D2 ) 2
где y = (0.55 ÷ 0.68) + 0,6 sin γ2 – опытный коэффициент, зависящий от
шероховатости проточной части колеса.
Рис. 24. Треугольники скоростей
Величина μ лежит в пределах 0,6 – 0,8. Верхний предел соответствует
колёсам с наиболее плавными лопатками, загнутыми назад.
Окружная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса:
С2u 
где
HТ 
H
ηГ
gHТ
μU 2
,
– теоретический напор.
Меридиональная составляющая абсолютной скорости на выходе с учётом
стеснения сечения телом лопатки
C2M = K2C’2М.
Для проверки правильности проведённого расчёта повторно определяется
скорость U2 по формуле:
2
 C 
C
U 2  2 М   2 М   gHT
2tgγ 2
 2tgγ 2 
,
где
H T 
HT
μ
– напор, создаваемый рабочим колесом при бесконечно большом
числе рабочих лопаток, м.
Полученное значение u2 должно быть равно или близко к полученному
ранее значению u2. В противном случае расчёт повторяется при других
значениях принимаемых коэффициентов.
На основании полученных данных строится выходной треугольник
скоростей (рис. 24 б).
4. Построение меридионального сечения рабочего колеса.
Меридиональным сечением принято считать сечения колеса плоскостью,
проходящей через ось колеса. При этом лопасти колеса не рассекают, а
входная и выходная кромки лопасти наносятся на секущую плоскость
круговым проектированием, т. е. каждая точка кромок лопасти
поворачивается вокруг оси колеса до встречи с секущей плоскостью.
Построение меридионального сечения рабочего колеса производится
следующим образом.
Проводится
ось
вращения
рабочего
колеса
(рис.
25).
На расстояниях dВ, dВМ, D0, D1, D2 проводятся прямые, параллельные оси
вращения.
Перпендикулярно
оси
вращения
проводится вспомогательная линия 1-1, от которой откладываются b2 (На
диаметре D2) и b1 (на диаметре D1). Через точки a и b проводится наклонная
прямая. От точек а и с откладываются толщины переднего и заднего дисков
S = (3 ÷ 5) мм и проводятся соответственно параллельно прямые II–II и а’b’.
Рис. 25. Меридиональное сечение рабочего колеса
Проводится линия, параллельная оси вращения, на расстоянии D’0 = D0 +
(5-7мм) и на этом диаметре откладываются от точки b расстояние S + 1.
Значение l является конструктивным параметром уплотнения переднего
диска и принимается l = (10 ÷ 25) мм для низконапорных насосов и l = (30 ÷
40) мм для высокопарных. Длина втулки колеса определяется по выражению
lвт = (1,0 ÷ 1,5)dвт.
Чтобы обеспечить равномерность скорости по ширине канала в зоне
поворота, у насосов тихоходных и средней быстроходности принимают
радиус кривизны Rп переднего диска меньше, чем радиус кривизны Rз
заднего диска. Следует избегать слишком малых значений Rп, что может
привести
к отрыву потока у переднего диска. При профилировании меридионального
сечения необходимо ориентироваться на геометрию колёс существующих
типов аналогичной быстроходности с высоким КПД.
5. Профилирование лопаток рабочего колеса.
Для обеспечения надежной и эффективной работы насоса необходимо
выполнить лопатки такими, чтобы жидкость, протекая по межлопастным
каналам колеса, испытывала минимальное гидравлическое сопротивление.
Для этого необходимо принимать плавный закон изменения относительной
скорости W от начального значения W1 до конечного W2,
а также стремится к тому, чтобы W1  W2.
Следует также помнить, что большая длина лопаток приводит к
излишним гидравлическим потерям, а малая ухудшает распределение
скоростей, что в конечном итоге также снижает КПД. Оптимальная длина
лопаток получается при центральном угле обхвата лопатки y = 70 ÷ 100°.
Для колёс с цилиндрическими лопатками существуют следующие методы
профилирования по дугам окружностей u по точкам.
Построение профиля лопатки при помощи дуг окружностей начинают с
формирования средней линии профиля, для чего проводится внутренняя D0
и внешняя D2 окружности колеса (рис. 26). Затем откладывается от радиуса
ОА центральный угол, равный γ1 + γ2 и проводится радиус ОВ. Проводится
прямая линия АВ до пересечения с внутренней окружностью в точке С.
Строится перпендикуляр из середины отрезка прямой АС, откладывается
относительно радиуса ОА угол γ2 (около точки А как центра) и проводится
прямая АМ. Точка пересечения прямой АМ с перпендикуляром является
центром окружности, дуга которой АС является средней линией профиля
рабочей лопатки. Профиль лопатки получается после построения дуг
окружностей по обе стороны от средней линии радиусами АМ – S/2 и АМ +
S/2. Нормальную толщину лопатки S принимают равной 3-6 мм.
Метод профилирования лопаток по дугам окружностей весьма прост, но
не учитывает характера изменения скоростей в рабочем колесе насоса. В
результате профилирования лопатки от входа до выхода в значительной
степени произвольно. Этот недостаток устраняется при помощи второго
метода – метода профилирования по «точкам», основанного на характере
движения жидкости.
Рис. 26. построение лопатки рабочего колеса
Расчёт лопатки производят по средней её поверхности, равноотносящей
как от лицевой, так и от тыльной поверхности лопатки. Поверхность
цилиндрической лопатки строят по сечению лопатки в плане, которое
представляет собой проекцию сечения лопатки средней поверхности тока на
плоскость, перпендикулярную оси колеса. Поверхность лопатки получается
пересечением прямой, параллельной оси колеса, по контуру сечения лопатки
в плане. Ширина лопатки определяется контуром меридионального сечения
колеса.
Принимая линейный закон изменения относительной скорости W, строят
график, характеризующий изменение W между радиусами R1 и R2 (рис. 27).
Рис. 27. Характер изменения относительной скорости
между радиусами R1 и R2
Имея функциональные зависимости W и cм’, и задавшись значениями
толщины лопатки S, можно определить угол накло
Так как
W
Cм
C'
Cм'
K м K
sin γ
sin γ
sin γ  S / t
,
то
sin γ 
Cм' S

W
t
,
где t = 2πR1/z – шаг лопаток (расстояние по окружности между
одноименными точками смежных лопаток).
Толщину лопаток S принимают постоянной или переменной по её длине с
наибольшим значением S = (4 ÷ 8) мм в средней части сечения лопатки.
Дифференциальное уравнение средней линии сечения лопатки в плане (рис.
28) имеет вид:
tgγ 
dr
,
rdy
откуда
dy 
dr
2tg γ
.
Если принять y1 = 0 при r = R1, то
r
y
dr
 r  tg γ .
R1
Интегрирование уравнения проводится в численной форме по правилу
трапеции.
Рис. 28. Профилирование лопатки рабочего колеса
Если обозначить подынтегральную функцию
B(r) = 1/r tg
то приращение центрального угла
yi 
Bi  Bi 1
Z i ,
2
где ΔZi – приращение радиуса;
Bi, Bi+1 – соответственно значение подынтегральной функции в начале и
конце рассматриваемого участка;
∆yi – приращение центрального угла.
Суммарное значение центрального угла
yк 
iК

i 1
Bi  Bi 1
Z i .
2
Расчет координат ri и y точек средней линии сечения лопатки в плане удобно
производить в табличной форме (табл. 23).
Принимая полярную систему координат, по величинам r и y строят
среднюю линию сечения лопасти в плане (рис. 28). Из точек на средней
линии как из центров проводят окружности диаметром, равным толщине S
лопасти на данном радиусе. Огибающая окружности будет контуром сечения
лопасти в плане. После построения профиля первой лопатки окружность
радиуса R1 делится на число лопаток и для каждой лопатки строится её
контур или средняя линия.
6. Расчёт спирального направляющего аппарата.
В отводе центробежного насоса часть кинетической энергии потока,
выходящего из колеса, преобразуется в перпендикулярную, и жидкость
поступает
к
выходному
патрубку
или
в следующую ступень насоса. В зависимости от конструкции и назначения
насосов их строят со спиральным, лопаточным или составным отводом.
Большинство современных одноступенчатых и двухступенчатых насосов
изготавливается со спиральными отводами. Поперечное сечения спирального
отвода выполняется круглой, прямоугольной и трапециевидной формы (рис.
29). Ниже рассматривается метод расчёта спирального отвода
трапециевидной формы, имеющего меньшее гидравлическое сопротивление,
чем отводы других сечений.
Рис. 29. Формы сечения спиральных отводов:
а – каплевидное; б – прямоугольное; в – трапециевидное
Расчёт ведётся на основе закона rCu = const. Поток, выходящий из
рабочего колеса поступает в спиральный отводящий канал через входное
сечения, представляющее собой цилиндрическую поверхность радиусом r3,
соосную с осью колеса (рис. 30).
Радиус r3 принимается из условия, что неравномерное поле скоростей
потока, вызванное конечным числом лопаток, успевает выровняться до
поступления в спиральный канал:
r3 = (1,03 ÷ 1,08)R2.
Ширина входного сечения спирального канала
b3 = b2 + (0,02 ÷ 0,05)D2.
Увеличение ширины входного сечения b3 по отношению к ширине колеса
на диаметре D2 приводит к некоторому повышению КПД за счёт частичного
использования энергии дискового трения.
Угол наклона боковых стенок трапециевидного сечения спирального
плавно возрастающим в зависимости от угла установки сечения.
Рис. 30. Спиральный отвод насоса
Расчёт сводится к определению приращения расхода жидкости при
соответствующем увеличении площади сечения и ведётся в табличной форме
(табл. 24)
методом
численного
интегрирования
в
следующей
последовательности:
– определяется радиус входного канала спиральной камеры r3;
– определяется ширина входного сечения спиральной камеры b3;
– принимается угол наклона боковых стенок трапециевидного сечения
и откладывается;
– задаётся приращение радиуса спирали ri = (5 ÷ 10) мм;
– для радиуса r3 + ri графически определяется ширина спирали bi;
Таблица 24
Номе
ri bi
р
точки
r b
1
3
3
Bi 
bi
ri
ri
Bi  Bi1
B  Bi1
Qi  C i
 ri Q 
2
2
B3
r b
4
4
r b
5
–
5
B3  B4
2

0
Q34
B4
Q34
510
3
i
0
510
2

B4  B5
2
Q45
B5
Q35
определяется приращение жидкости по формуле:
Qi  C
Bi  Bi 1
ri ,
2
Qi
где Bi  bi / ri ; С = gHТ
колеса);
–
– постоянная спирали, м2
– угловая скорость
определяется суммарное приращение расхода жидкости
Qi 
i
 Q .
i
0
Приращение ΔQi суммируется до значения, несколько превышающую
заданную подачу насоса Q;
– строится кривая пропускной способности сечений спирали Qi = f(ri);
– строятся восемь сечений спиральной камеры, для чего на графике
отложенная по оси абсцисс величина Q360°= Q разбивается на восемь частей,
т.е. через 45°, и определяются значения ri, соответствующие расходам Qi.
Рис. 31. К построению поперечных сечений спирального отвода
При построении последнего, восьмого, сечения следует учитывать, что
сечения подача насоса Q360° отсчитывается на кривой пропускной
способности от нового начала координат, поднятого по оси ординат на
вели
Контур сечения спирального канала получился с острыми углами, что
вызывает дополнительные гидравлические потери. Поэтому острые углы
сечений округляют, соблюдая равенство расходов через отбрасываемые и
оставляемые площади, т.е. fa cua = fb cub.
7. Расчёт мощности на валу насоса.
При проектировании центробежного насоса необходимо рассчитать его
мощность для подбора приводного двигателя. Решить эту задачу путём
расчётного определения крутящего момента или суммарного момента
сопротивления достаточно сложно. В практике проектирования
центробежных насосов определяют мощность путём расчёта располагаемой
или потребной мощности и оценки потерь введением коэффициента
полезного действия.
Гидравлически
потери
возникают
из–за
наличия
трения
в каналах проточной части и достаточно хорошо оцениваются в широком
диапазоне по формуле А.А. Ломакина, которая ранее уже использовалась.
Объёмные потери возникают из-за того, что вращение рабочего колеса
осуществляется в рабочем корпусе, а следовательно, зазорами по
уплотнениям, через которые происходит протечка жидкости из области
нагнетания на всасывание.
Протечки через зазор в переднем уплотнении определяются по
уравнению:
Qпр  2μ Q π  ri  bi 2 gH ,
где μQ – коэффициент расхода;
ri – радиус уплотнения, м;
bi – радиальный зазор в уплотнении, м;
∆H – напор, срабатываемый в уплотнении, м.
Коэффициент расхода для кольцевого уплотнения показан на рис. 32 а, μQ
определяется по формуле:
μQ 
1
λl
 1 .5
2в i
.
где l – длина щели уплотнения, м.
Коэффициент сопротивления λ зависит от числа Рейнольдса и
определяется
качествам
поверхности
стенок
уплотнения.
Для
предварительных расчётов могут быть приняты значения λ = 0,04 ÷ 0,06.
Рис. 32. типы уплотнений рабочих колёс:
а, б, д, е – кольцевое уплотнение; в, г – лабиринтное уплотнение
Q
рассчитывается по формуле:
μQ 
1
λL
 1,1z
2bi
,
где L = l1 + l2 + … – суммарная длина уплотнительных щелей, м;
z – число уплотнительных щелей.
Длина щели уплотнения принимается l = (10 ÷ 25) мм. Для высокопарных
насосов l = (30 ÷ 40) мм. Для таких насосов принимается лабиринтовое
уплотнение, которое уменьшает коэффициент расхода на 20 – 30% по
сравнению с простым уплотнением.
Величина радиального зазора назначается с учётом следующих
рекомендаций. Для рабочих колёс, у которых ri = 75 мм, зазор bi = (0,12 ÷
0,15) мм, а у тех, где ri ≥ 75 мм, зазор определяется по формуле bi = 0,125 + (ri
-3
–
.
Напор, срабатываемый в уплотнение рабочего колеса,
H  Н1ппо 
ω2 2
2
(r2  ri ) ,
8g
где Н1пот = ρНт – потенциальный напор рабочего колеса, м;
ρ – коэффициент реактивности колеса;
 – угловая скорость колеса, c-1;
r2 – наружный радиус рабочего колеса, м;
ri = r0 + d – радиус уплотнения, м;
d = 5 ÷ 10 – толщина обода рабочего колеса, мм.
Величина Qпр оценивается в пределах (0,015 ÷ 0,025)Q.
Объёмный коэффициент полезного действия
η0 
Q
Q  QПР
.
Механическими потерями в насосе являются потери на трение в
подшипниках, в уплотнениях вала и на трения наружной поверхности
рабочих колес о жидкость – дисковое трение. Из всех видов механических
потерь потери на трение дисков о жидкость являются самыми
значительными; зависят они от состояния поверхности колеса и в равной
степени от состояния стенки корпуса.
Мощность, расходуемая на преодоления дискового трения и плотности
перекачиваемой жидкости ρ = 1000 кг/м3, можно определить по
приближённой формуле:
Nдтр =
-3
U22
D22.
Потери в сальниках и подшипниках составляют
подводимой мощности, для малых насосов – до 5%.
обычно 1 – 2%
Таким образом, сумма механических потерь в одноступенчатом насосе
приближенно может быть определена по формуле:
Nтр = kNдтр,
где k = 1,08 ÷ 1,1 – коэффициент, учитывающий дополни-тельные потери, не
включенные в расчетную схему.
Подводимая к насосу мощность
N=
QρgH
 N тр .
1000 ηr η0
Механический КПД насоса
ηм  1 
N ТР
N
.
Желательно, определенный по последней формуле механический КПД
был близок к величине ηм, принятой ранее при расчете размеров рабочего
колеса.
Общий КПД насоса η = ηr η0 ηм.
8. Построение расчётной напорно-расходной характеристики насоса.
Насос рассчитывается на определённое сочетание подачи, напора и
частоты вращения, причем размеры и форму проточной части проектируют
так, чтобы гидравлические потери на этом режиме работы были
минимальными. При эксплуатации насос может работать на режимах,
отличных от расчетного. Так прикрывая клапан на нагнетательном
трубопроводе, уменьшают подачу. При этом также изменяется напор,
развиваемый насосом. Для правильной эксплуатации насоса необходимо
знать,
как
меняют
напор,
КПД
и мощность, потребляемая насосом, при изменении его подачи, т. е. знать
характеристику насоса, под которой понимается зависимость напора от
подачи насоса при постоянной частоте вращения.
Исходными данными для построения характеристики являются:
H – действительный напор, приходящийся на одну ступень (при
многоступенчатом насосе) или на насос;
Q – действительная подача насоса или одного потока (при многопоточном
насосе);
М – коэффициент циркуляции;
ηr – гидравлический КПД;
Нт = Н/ηr – теоретический расчетный напор;
Qт = Q/η0 – теоретическая расчетная подача.
Построение начинается с изображения в координатах Q-Н характеристики
Нт  = f(Qт), которая представляет собой прямую линию, построенную по
двум точкам (рис. 33).
Рис. 33. Характеристика H-Q
Расчетный теоретический напор колеса с бесконечно большим числом
лопастей при расчетном значении подачи Qт (первая точка) Нт  = Нт/µ; то же
при Qт = 0 (вторая точка);
Нт  = U22/g.
Характеристика Нт = f(Qт) строится по известному значению при
расчетной подаче Qт (первая точка) и Нт = µU22/g при Q = 0 (вторая точка).
Затем строится парабола гидравлических потерь на трение по формуле:
h1 = (1 – ηr)Hт (Qт΄ / Qт)2,
где Qт΄ – переменное значение теоретической подачи в пределах между
Qт΄ = 0 и Qт΄ = Qт.
Ординаты построенной параболы вычитываются из ординат прямо Нт =
f(Qт), и строится характеристика Нт΄ = f(Qт).
Построение параболы гидравлических потерь «на удар» h2 = f(Qт)
производится по формуле:
2
 μu 2

Q Q 
h2  H 2  a  1  2 T  T2  ,
QT QТ 
 gH

где a = Hзк/H =
Hзк – напор колеса при закрытом клапане.
Определив значение h2 для ряда значения подач от QТ’ = 0 до QТ’ = QТ,
производят построение параболы потерь «на удар», а вычитание ординат
этой параболы из ординат кривой H’ = f(QT) позволяет построить
характеристику H = f(QT).
Действительная подача насоса отличается от расхода через рабочее
колесо на величину утечек:
Q= Qт – Q.
Учёт утечек приводит к сдвигу кривой Н = f(Q) на величину утечек ∆Q.
Последняя
кривая
представляет
собой
основную
расчётную
характеристику.
Эскизы рабочего колеса представлены на рис. 34.
Рис. 34. Эскизы рабочего колеса насоса
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
КОНТРОЛЬНО-ИЗМЕРИТЕЛЬНЫЕ МАТЕРИАЛЫ
по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»
г. Петропавловск-Камчатский
2012
Вопросы к экзамену по дисциплине
«Источники теплоснабжения промышленных предприятий»
1. Общие сведения и классификация систем теплоснабжения.
2. Классификация котельных в системах теплоснабжения.
3. Присоединение паровой котельной к паровой системе теплоснабжения.
4. Присоединение паровой котельной к водяной системе теплоснабжения.
5. Присоединение водогрейной котельной к тепловой сети.
6. Тепловая схема водогрейной котельной.
7. Присоединение пароводогрейной котельной к тепловой сети (с
подогревом воды во внутрибарабанном устройстве).
8. Присоединение пароводогрейной котельной к тепловой сети (с
подогревом воды во встроенных поверхностях нагрева).
9. Технологическая структура котельной в системе теплоснабжения.
10.Тепловая мощность котельной в системе теплоснабжения.
11.Энергетические (технологические) показатели котельной.
12.Экономические показатели котельной.
13.Режимные (эксплуатационные) показатели котельной.
14.Сущность комбинированной выработки тепловой и электрической
энергии (принцип теплофикации).
15.Энергетическая эффективность теплофикации.
16.Способы отвода теплоты из паросилового цикла при комбинированной
выработке тепловой и электрической энергии.
17.Отвод теплоты из цикла паросиловой установки путем ухудшения
вакуума в конденсаторе турбины.
18.Отвод теплоты из цикла паросиловой установки через регулируемые
отборы пара в турбине.
19.Отвод теплоты из паросилового цикла путем применения турбин
противодавления.
20.Типы и особенности теплофикационных турбин.
21.Рациональное распределение нагрузки между блоками.
22.Технологическая схема теплоподготовительной установки на базе
турбины «Т».
23.Технологическая схема теплоподготовительной установки на базе
турбины «ПТ».
24.Определение расходов топлива и к.п.д. ТЭЦ.
25.Коэффициент теплофикации.
26.Экономические и режимные (эксплуатационные) показатели ТЭЦ.
27.Пароводяные подогревательные установки ТЭЦ. Горизонтальный
теплофикационный подогреватель.
28.Пароводяные
подогревательные
установки
ТЭЦ.
Вертикальный
установки
смешивающего
теплофикационный подогреватель.
29.Пароводяные
подогревательные
типа.
Пленочный подогреватель.
30.Тепловой и гидродинамический расчеты пароводяных подогревателей.
31.Задачи систем отопления. Тепловой баланс здания и его составляющие.
32.Определение расчетного расхода теплоты на отопление зданий.
33.Определение расхода теплоты на вентиляцию.
34.Определение расхода теплоты на горячее водоснабжение.
35.Определение расхода теплоты на технологические нужды.
36.Построение графиков тепловых нагрузок.
37.Классификация водяных систем теплоснабжения.
38.Присоединение
отопительных
установок
к
водяным
системам
к
водяным
системам
теплоснабжения по зависимой схеме.
39.Присоединение
отопительных
установок
теплоснабжения по независимой схеме.
40.Присоединение установок горячего водоснабжения к открытым
системам теплоснабжения.
41.Присоединение
установок
горячего
водоснабжения
к
закрытым
паровым
системам
системам теплоснабжения.
42.Классификация паровых систем теплоснабжения.
43.Присоединение
отопительных
установок
к
теплоснабжения.
44.Присоединение установок горячего водоснабжения к паровым системам
теплоснабжения.
45.Присоединение технологических установок к паровым системам
теплоснабжения.
46.Водо-водяные подогревательные установки.
47.Смесительные узлы и аккумуляторы теплоты.
48.Температурные
графики
качественного
нагрузки (построение и расчет).
регулирования
тепловой
Тест по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
1. Термодинамические и гидродинамические основы процессов сжатия и
расширения в нагнетательных машинах и тепловых двигателях.
1.
Назначение и классификация нагнетателей
2.
Назначение и классификация тепловых двигателей
Запишите уравнение состояния
3.
Приведите уравнение неразрывности потока
4.
Запишите уравнение изменения количества движения
5.
Запишите уравнение сохранения энергии потока
6.
Как влияет форма канала на характер неизоэнтропного потока ?
2. Теоретические основы нагнетателей центробежного действия.
1.
Назовите основные параметры работы нагнетателей
2.
При каких условиях выводится уравнение Эйлера ?
3.
Как влияют конструктивные параметры нагнетателя на его напор ?
4.
Приведите известные Вам способы регулирования расхода
нагнетателей
5.
Сравните разные способы регулирования расхода нагнетателей
6.
Устойчивость совместной работы нагнетателей и сети.
7.
Понятие помпажа
8.
Особенности параллельного подключения нагнетателей
9.
Особенности последовательного подключения нагнетателей
3. Теоретические основы нагнетателей объемного действия.
1.
Постройте типичную характеристику нагнетателя объемного действия
2.
Приведите схему поршневого компрессора
3.
Коэффициент объемной подачи поршневого компрессора
4.
Объясните необходимость многоступенчатого сжатия
5.
Назовите способы регулирования расхода поршневого компрессора
6.
Сравните разные способы регулирования расхода поршневых
компрессора
4. Центробежные и осевые турбокомпрессоры.
1.
Как выглядит типовая напорная характеристика турбокомпрессора ?
2.
На каких участках характеристики турбокомпрессора ?
3.
Перечислите способы регулирования турбокомпрессоров.
5. Копрессорные, насосные и вентиляторные установки, вопросы
эксплуатации.
1.
Перечислите основные требования к компоновке компрессорной
станции.
2.
Назовите основные показатели экономичности компрессорной
установки.
3.
Как осуществляется пуск и остановка вентиляторной установки ?
6. Теоретические основы работы турбинной степени.
1.
Принцип работы паровых турбин
2.
Классификация паровых турбин
3.
Понятие турбинной степени
4.
Определение турбинной степени активного типа
5.
Определение турбинной степени реактивного типа
6.
Приведите схему радиальной турбины и назовите основные ее
достоинства и недостатки
7. Многоступенчатые паровые турбины.
1.
Основные достоинства многоступенчатых паровых турбин
2.
Назовите внешние и внутренние потери в паровых турбинах
3.
Приведите тепловой процесс многоступенчатой паровой турбины на IS диаграмме
4.
Понятие коэффициента возвращения теплоты
8. Газовые турбины и газотурбинные установки.
1.
Назовите основные циклы ГТУ
2.
Что дает промежуточное охлаждение воздуха в ГТУ?
3.
Как утилизируется теплота отходящих газов в ГТУ ?
9. Сменный режим, авторегулирование, защита паровых и газовых
турбин.
1.
Приведите пути повышения единичной мощности паровой турбины
2.
Охарактеризуйте режимы работы паровых турбин
3.
Переменный режим работы паровых турбин
4.
Способы регулирования мощности многоступенчатых паровых турбин
10. Схемы, элементы оснащения и вопросы эксплуатации
паротурбинных и газотурбинных установок.
1.
Как осуществляется запуск паротурбинных установок ?
2.
Особенности остановки паротурбинных установок.
3.
Чем отличаются условия эксплуатации паротурбинных и
газотурбинных установок ?
11. Двигатели внутреннего сгорания (ДВС)
1.
Каковы основные принципы классификации ДВС ?
2.
Преимущества и недостатки четырехтактных и двухтактных ДВС.
3.
Пути повышения мощности и экономичности ДВС.
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
МАТЕРИАЛЫ К ПРАКТИЧЕСКИМ И ЛАБОРАТОРНЫМ РАБОТАМ
по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»
г. Петропавловск-Камчатский
2012
Содержание практических и лабораторных занятий
Для очной формы обучения
№ Кол.
Наименование практического занятия
п/п часов
1.
2 часа Поршневой насос типа Вортингтон.
Пр 2 Цель: знать принцип работы поршневых насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции поршневых насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
2.
2 часа Шестеренные насосы.
Пр 2 Цель: знать принцип работы шестеренных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции шестеренных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
3.
2 часа Винтовые насосы.
Пр 2 Цель: знать принцип работы шестеренных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции шестеренных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
4.
2 чаас Исследование работы поршневого компрессора.
Цель: знать принцип работы поршневых компрессоров;
лб2
Уметь рассчитывать производительность поршневого
компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
5.
6.
2 часа Исследование насосов центробежного типа.
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции центробежных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ.
2 часа Параллельная работа центробежных нагнетателей .
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор при
параллельной работе центробежных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ.
7.
8.
2 часа Последовательная работа центробежных нагнетателей .
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор при
последовательной работе центробежных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ.
.
2 часа Исследование работы центробежного компрессора.
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежного компрессора;
Уметь рассчитывать производительность компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
9
2 часа Исследование работы осевого компрессора.
Лб 2 Цель: знать принцип работы осевого компрессора;
Уметь рассчитывать производительность компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
10
2 часа Расчет соплового аппарата одной из ступеней паровой
Пр 2 турбины
Цель: знать принцип работы паровой турбины;
Уметь рассчитывать ступень паровой турбины;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
11
2 часа Расчет лопаточной решетки одной из ступеней паровой
Пр 2 турбины (решение задач)
Цель: знать принцип работы паровой турбины;
Уметь произвести расчет лопаточной решетки ;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
12
2 часа расчет потерь и КПД ступеней паровой турбины
Пр 2 Цель: знать принцип работы паровой турбины;
Уметь рассчитывать потери и кпд паровой тубины;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
13
2 часа . Расчет многоступенчатых ГТУ с регенерацией теплоты
Пр 2 отработавших дымовых газов
Цель: знать принцип работы газовых турбин;
Уметь произвести расчет газовых турбин;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
14
2 часа Исследование нагрузочных характеристик ДВС
Лб 2 Цель: знать принцип работы двс;
Уметь рассчитывать и построить характеристики двс;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
15
2 часа Скоростная характеристика ДВС
Лб 2 Цель: знать принцип работы двс;
Уметь рассчитывать скоростные характеристики двс;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
16
2 часа Тепловой расчет ДВС. Определение основных размеров
Пр 2 рабочего цилиндра.
Цель: знать принцип работы двс;
Уметь произвести тепловой расчет двс;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
Содержание практических и лабораторных занятий
Для заочной формы обучения
№ Кол.
Наименование практического занятия
п/п часов
1.
2 часа Поршневой насос типа Вортингтон.
Пр 2 Цель: знать принцип работы поршневых насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции поршневых насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
2.
2 часа Шестеренные насосы.
Пр 2 Цель: знать принцип работы шестеренных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции шестеренных насосов;
уметь использовать справочные материалы
4.
2 часа Исследование работы поршневого компрессора.
Цель: знать принцип работы поршневых компрессоров;
лб2
Уметь рассчитывать производительность поршневого
компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
5.
2 часа Исследование насосов центробежного типа.
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежных насосов;
Уметь рассчитывать производительность , напор и
детали конструкции центробежных насосов;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ.
2 часа Исследование работы центробежного компрессора.
Лб 2 Цель: знать принцип работы центробежного компрессора;
Уметь рассчитывать производительность компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
8.
9
2 часа Исследование работы осевого компрессора.
Лб 2 Цель: знать принцип работы осевого компрессора;
Уметь рассчитывать производительность компрессора;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
12
2 часа расчет потерь и КПД ступеней паровой турбины
Пр 2 Цель: знать принцип работы паровой турбины;
Уметь рассчитывать потери и кпд паровой тубины;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
13
2 часа . Расчет многоступенчатых ГТУ с регенерацией теплоты
Пр 2 отработавших дымовых газов
Цель: знать принцип работы газовых турбин;
Уметь произвести расчет газовых турбин;
уметь использовать справочные материалы
уметь выполнять сравнительный анализ
МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ И НАУКИ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ
Федеральное государственное автономное образовательное учреждение
высшего профессионального образования
«Дальневосточный федеральный университет»
(ДВФУ)
ФИЛИАЛ ДВФУ В Г. ПЕТРОПАВЛОВСК-КАМЧАТСКИЙ
СПИСОК ЛИТЕРАТУРЫ
по дисциплине «Тепловые двигатели и нагнетатели»
<140104.65> - «<ПРОМЫШЛЕННАЯ ТЕПЛОЭНЕРГЕТИКА»
г. Петропавловск-Камчатский
2012
Список литературы
Основная литература
1. Гудков
А.Г.
Проектирование
малых
очистных
сооружений
канализации с искусственной биологической очисткой: Учебное
пособие. - Вологда: ВТУ, 2005. – 300 с.
2. Основы теплотехники, топливо и смазочные материалы:Учебник/А.В.
Кузнецов,С.П.Рудобашта,А.В.Симоненко.-М.:Колос,2007.-248с.(Учебники и учеб ные пособия для средних специальных учебных
заведений).
3. Фетисов В.Д., Завгородняя И.В. Проектирование и расчет системы
водоснабжения сельского населенного пункта: Учебное пособие. Краснодар: 2004. – 300 с.
4. http://window.edu.ru/resource/328/68328
Ляшков
В.И.
Тепловые
двигатели и нагнетатели: Учебное пособие. - Тамбов: Изд-во ТГТУ,
2009. - 124 с.
5. http://window.edu.ru/resource/951/24951 Амосов Н.Т. Турбины ТЭС и
АЭС: Методические указания к выполнению лабораторных работ. СПб.: СЗТУ, 2005. - 39 с.
6. http://window.edu.ru/resource/346/26346
Жуховицкий
Д.Л.
Расчет
поршневого компрессора: Методические указания к РГР по 24 курсу
"Нагнетатели и тепловые двигатели". - Ульяновск УлГТУ, 2001. - 14 с.
Дополнительная литература:
1.Пеневматические и гидравлические приводы и системы:Учеб. пособие
Наземцев А.С..-М Форум часть 2:Гидравлические приводы и системы
Основы.-2007.-304 с.
2. Гудков А.Г. Водоотводящие системы и сооружения. Часть 1. Бытовая
водоотводящая сеть. Вологда: ВоГТУ, 2003. – 200 с. .
3.Атлас конструкций деталей турбин = Atlas of Turbine Parts Desiqn:Учеб.
пособие для вузов : в 2-х ч. /А. Д. Трухний и др.;Пер.на англ.Ю.А. Зейгаркина.-М:МЭИ.Ч.1:Чертежи и конструкции .-2007.-152с.
4. Справочник энергетика: Под общ.ред.А.Н.Чохонелидзе.-М:Колос,2006.488с.
5.Типовая инструкция по контролю металла продлению срока службы
основных
элементов
котлов,турбин
и
трубо
проводов
тепловых
электростанций РД 10-577-03:Вып.30.-М.:ФГУП "НТЦ по безопасности
в промышленности
Госгортехнадзора России",2004.-128с .-(Серия
10.Нормативные документы по безопасности,надзорной и разрешительной
деятельности в области котлонадзора
сооружениями)
и надзора за подъемными