Заглавная страница Избранные статьи Случайная статья Познавательные статьи Новые добавления Обратная связь FAQ Написать работу КАТЕГОРИИ: АрхеологияБиология Генетика География Информатика История Логика Маркетинг Математика Менеджмент Механика Педагогика Религия Социология Технологии Физика Философия Финансы Химия Экология ТОП 10 на сайте Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрацииТехника нижней прямой подачи мяча. Франко-прусская война (причины и последствия) Организация работы процедурного кабинета Смысловое и механическое запоминание, их место и роль в усвоении знаний Коммуникативные барьеры и пути их преодоления Обработка изделий медицинского назначения многократного применения Образцы текста публицистического стиля Четыре типа изменения баланса Задачи с ответами для Всероссийской олимпиады по праву Мы поможем в написании ваших работ! ЗНАЕТЕ ЛИ ВЫ?
Влияние общества на человека
Приготовление дезинфицирующих растворов различной концентрации Практические работы по географии для 6 класса Организация работы процедурного кабинета Изменения в неживой природе осенью Уборка процедурного кабинета Сольфеджио. Все правила по сольфеджио Балочные системы. Определение реакций опор и моментов защемления |
Основы теории центробежных нагнетателей.Содержание книги
Похожие статьи вашей тематики
Поиск на нашем сайте
Принцип действия центробежного (динамического) нагнетателя. Ступень центробежного нагнетателя представлена на рис. 13. Рабочее тело поступает через входной кольцевой участок между валом и входным патрубком в рабочее колесо, где после изменения направления с осевого на радиальное попадает в межлопаточные каналы. Рис. 13 Схематическое изображение ступени рабочего колеса центробежного нагнетателя
Рабочее тело в межлопаточных каналах рабочего колеса совершает сложное движение, состоящее из окружного (скорость U) и относительного (скорость ω), в совокупности составляющих абсолютное движение (скорость C). Индексом «1» обозначают скорости и углы на входе в рабочее колесо, а индексом «2» — на выходе из него. В каналах колеса рабочему телу передается энергия, в результате чего повышается его кинетическая энергия в абсолютном движении (С2 > С1). Изменение кинетической энергии в относительном движении определяется формой межлопаточных каналов; ч всего сечение канала от входа к выходу несколько увеличив относительная скорость падает, что приводит к росту статического давления в канале. Изменение окружной скорости от U1 до U2 (соответственно в радиусах R, и R2) вызывает дополнительное повышение давление вследствие действия центробежных сил. Применяя к потоку, проходящему через колесо центробежной машины, уравнение моментов количества движения и выражения удельной работы и напора (8.3) для 1 кг рабочего тела, а также проведя ряд преобразований, можно получить LП = u2*C2u – u1*C1u = g*HТ HT = (u2*C2u – u1*C1u)/g (8.7) Учитывая известное соотношение гидромеханики P= ρ*g*H, можно получить теоретическое давление PT = ρ(u2*C2u – u1*C1u) (8.8) Уравнения (8.7) и (8.8) являются основными уравнениями центробежной машины и называются уравнениями Эйлера Из параллелограмма скоростей потока на входе и выходе раб чего колеса получим ω12 = C12 + u12 – cosα1 ω22 = C22 + u22 – cosα2 u1 = ω*R1 u2 = ω*R2 где ω — угловая скорость, 1/с Aбсолютные скорости с1, и с2 определяются на основе объемной производительности (подачи) нагнетателей и геометрических размеров колеса C1u= С1* cos α1 C2u= С2*cosα2 Очевидно, что полный теоретический напор Нт и теоретическое давление Рт равны соответственно суммам теоретического статического и динамического (скоростного) напоров и давлений: HT = HTСТ + HTСК PT = PTСТ + PTСК Влияние угла βT на напор центробежного нагнетателя. Из параллелограмма скоростей (см. рис. 13) на выходе по формуле (8.7) можно получить
HT = (u22 – u2*c2r*ctgβ2)/g или HT = A – B*ctgβ2 (8.. 9) где А = u22/g и B = u2*c2r/g
Зависимость Hт от β2 можно записать следующим образом:
HT = - β2 при = 00 HT = u22/g при β2 = 900 HT = - при β2 = 1800 Если в уравнении (8.9) Нт = 0, β2 = arcctg u2/ c2r Графическое выражение уравнения (8.9) представлено на рис. 14. Из графика видно, что полный теоретический напор существенно зависит от угла β2, особенно при малых и больших значениях, приближающихся к нулю или 180°.
Рис. 14. Зависимость Нт от угла β2
Практика измерения скорости потока и определение ее направления на выходе из рабочих лопаток насосов и вентиляторов показывает, что угол β 2 потока несколько отличается от лопастного угла β2л, характеризующего положение конечного участка лопасти. Разность углов β2л и β2 называют углом скоса потока, который определяется по формуле σ = β2л - β2 и составляет 3... 5 °. В конструкциях центробежных машин различают три основных типа рабочих лопаток (рис. 15): если β2л > 90°, лопатка загнута вперед; при β2л = 90 °, лопатка радиальна и при β2л < 90 ° лопатка загнута назад. Значение угла β2л оказывает большое влияние на величины статической и скоростной составляющих полного теоретического напора. Установлено, что лопатки, загнутые вперед, создают наибольший полный теоретический напор в форме скоростного. При β2 = 90° полный теоретический напор состоит из одинаковых скоростного и статического напоров. При уменьшении угла β2 << 90° падает полный теоретический напор с одновременным относительным повышением величины статического напора (рис. 16). Рис. 15. Формы лопаток рабочего колеса нагнетателя
Рис.16. Зависимости Нт и Нтст от угла β2
В центробежных насосах применяются в основном только лопасти, отогнутые назад. Центробежные вентиляторы имеют все три типа лопастей. Центробежные компрессоры обычно имеют лопасти, отогнутые назад. Потери энергии и КПД. Энергия, подводимая от двигателя к валу машины, больше полезной энергии, получаемой жидкостью или газом. Это объясняется тем, что в процессе преобразования энергии, осуществляемой машиной, часть механической энергии неизбежно теряется вследствие гидравлических и механических потерь и утечек. Гидравлические потери возникают в результате гидравлического трения и вихреобразования во всей проточной части машины. Если гидравлические потери составляют h, то рабочее колесо должно развивать напор Нт = Н + h. Оценка машины в отношении гидравлических потерь производится с помощью гидравлического КПД: ηг = (H/H – h) или ηг = HT/(HT – h) = 1- h/HT Большое влияние на ηг оказывают форма проточной части машины, чистота обработки внутренних поверхностей и вязкость жидкости. Значения гидравлического КПД современных крупных центробежных машин находятся в пределах ηг = 0,8... 0,96. Объемные потери (утечки) обусловлены протеканием жидкости (газа) через зазоры между рабочим колесом и корпусом машины из зоны повышенного давления в полость всасывания (рис. 17).
Рис. 17. Схема образования объемных потерь в одной ступени центробежной машины
От потока, проходящего через рабочее колесо машины и получающего в нем приращение энергии, ответвляется часть подачи ∆Q, проходящая через зазоры во входное сечение колеса. Если ступень центробежной машины подает в напорный трубопровод расход Q, а через зазоры циркулирует расход ∆Q, то через рабочее колесо проходит расход Q + ∆Q. Объемный КПД определяют по формуле ηг = Q/(Q + ∆Q) Объемный КПД существенно зависит от значений радиального зазора δr. Высокий ηо может быть получен только при малых значениях δr. Значения η0 современных центробежных машин находятся в пределах 0,96...0,98. Полезная мощность центробежной машины определяется по формулам (8.4) и (8.5). Внутренняя мощность машины, т.е. мощность, развиваемая рабочими лопастями, движущимися в потоке, рассчитывается по формуле NBH = ρ*(Q + ∆Q)*g*(H + h) Отношение полезной мощности к внутренней называется внутренним КПД: ηBH = NT/NBH = ρ*g*Q*H/ρ*g*(Q+ ∆Q)*(H + h) откуда можно записать ηBH = η0* ηг Очевидно, что NBH = NП/ ηBH = M*g*H/η0* ηг (8.10) Внутренний КПД учитывает объемные и гидравлические потери в машине, кроме потерь от дискового трения. Мощность, подводимая от двигателя на вал машины, больше внутренней мощности из-за механического трения в подшипш ках и уплотнениях вала и гидравлического (газового) трения внешних поверхностей колес. Влияние механического и гидравлического трения может быть учтено общим механическим КПД: Ηм=NBH/N (8.11) Для современных центробежных машин ηm = 0,92...0,95. Значение ηм определяется механическими свойствами, конструкцией и эксплуатационным состоянием подшипников машины. Применение подшипников качения повышает ηм. Содержание подшипников в чистоте и регулярная смазка приводят к повышению ηм. Большое влияние на ηм оказывают конструкция и эксплуатационное состояние уплотнений вала машины. Несоразмерно сильная затяжка сальников насосов вредна из-за увеличена мощности трения и возможности местного нагрева и деформаций вала. На ηм оказывает влияние чистота обработки нерабочих поверхностей рабочих колес. Уменьшение шероховатости их повышает КПД машины. Из сопоставления выражений (8.10) и (8.11) следует, что
Произведение η0 * ηг * ηМ = η - это полный КПД машины. Обычно мощность на валу рассчитывают по следующим формулам: N = M*g*H/1000η; N = ρ*Q*H/1000η Полный КПД оценивает энергетическое совершенство машины в целом и для современных центробежных машин составляет 0,75...0,92.
Многоступенчатые и многопоточные центробежные машины. Напор, развиваемый колесом центробежной машины, как вил но из выражения (8.7), определяется произведением U2с1u. Для достижения высокого напора в машине с одним колесом необходимо иметь большое значение окружной скорости. Однако окружная скорость ограничена условиями прочности колес и кавитацией: для чугунных колес она не должна превышать 40 м/с, а для стальных легированных — 300 м/с. 6 специальных конструкциях транспортных нагнетателей для колес из легких сплавов высокой прочности допускаются окружные скорости до 500 м/с В насосах, подающих воду и технические жидкости, скорость вращения, а следовательно, и напор лимитируются еще условиями возникновения кавитации. В промышленных установках часто требуется создать высокое давление жидкости или газа. В таких случаях центробежные машины с одним рабочим колесом оказываются непригодными и их заменяют многоступенчатыми. Многоступенчатая центробежная машина обычно представляет собой ряд одноступенчатых машин, рабочие колеса которых сидят на общем валу и соединены последовательно. Пример такой машины показан на рис. 18. При последовательном включении колес полный напор машины равен сумме напоров отдельных ступеней, В большинстве случаев при подаче несжимаемых жидкостей геометрические размеры всех ступеней одинаковы и поэтому полный напор такой машины равен напору одной ступени, умноженному на число ступеней машины. Поток жидкости (газа) поступает в рабочее колесо первой ступени машины (см. рис. 18), откуда, получив от лопаток некоторое количество энергии, он выбрасывается в обратный направляющий аппарат (ОНА) между первой и второй ступенями в рабочее колесо второй ступени. Из второй ступени поток направляется в третью и т.д. Обратный направляющий аппарат является характерным элементом многоступенчатой центробежной машины. При выходе из лопаточного устройства первой ступени поток обладает значительными тангенциальными составляющими абсолютной скорости, т.е. он закручен относительно оси машины. Если такой поток будет приведен к лопастям рабочего колеса второй ступени машины, то он сможет получить приращение энергии, обусловленной лишь разностью окружных скоростей выхода и входа.
Рис. 18 схема многоступенчатой центробежной машины: 1….7 – ступени
Рис.19. Схема трехступенчатой (1-3 ступени) двухпоточной машины
Если же на пути между выходом из первой ступени и входом в рабочее колесо второй ступени расположить лопаточное направляющее устройство, обеспечивающее радиальный вход в рабочее колесо второй ступени, то последнее будет работать столь же эффективно, как и рабочее колесо первой ступени, передавая жидкости удельную энергию, определяемую по выражению (8.7) при с1u = 0. Назначение обратного направляющего аппарата заключается в устранении закручивания потока в целях эффективной передачи энергии потоку в последующей ступени машины. Напоры, развиваемые современными центробежными многоступенчатыми машинами, очень высоки. Например, насосы, подающие воду, создают напор до 4000 м. Имеются насосы с числом ступеней до 30. При высоких напорах и больших подачах находят применение центробежные машины многопоточного типа со ступенями давления. Такие машины состоят из двух или четырех групп ступеней давления. В каждой группе ступени включены последовательно для повышения напора, а группы ступеней включены параллельно. В качестве примера на рис. 19 приведена схема работы трехступенчатой двухпоточной машины с симметричным расположением ступеней и их группы.
|
|||||
Последнее изменение этой страницы: 2016-07-14; просмотров: 966; Нарушение авторского права страницы; Мы поможем в написании вашей работы! infopedia.su Все материалы представленные на сайте исключительно с целью ознакомления читателями и не преследуют коммерческих целей или нарушение авторских прав. Обратная связь - 18.97.14.82 (0.007 с.) |