Тема 6. Насосы.

Классификация насосов; особенности работы насосов в сети

Из истории насосов

Первый насос для тушения пожаров изобретенный древнегреческим механиком Ктесибийем, был описан в 1 в. до н. э. древнегреческим учёным Героном в сочинении «Pneumatica», а затем М. Витрувием в труде «De Architectura». Деревянный насос с проходным поршнем для подъёма воды из колодцев, вероятно, применялся ещё раньше. До начала 18 в. поршневые насосы по сравнению с водоподъёмными машинами использовались редко. В связи с ростом потребности в воде и необходимостью увеличения высоты её подачи, особенно после появления паровой машины, насос постепенно стали вытеснять водоподъёмные машины.

Требования к насосам и условия их применения становились всё более разнообразными, поэтому наряду с поршневыми насосами стали создавать вращательные насосы, а также различные устройства для напорной подачи жидкостей. Так исторически наметились три направления их дальнейшего развития: создание поршневых насосов, вращательных насосов и гидравлических устройств без движущихся рабочих органов.

В конце 18 века стали применять металл и использовать привод от паровой машины. С середины 19 века начали широко внедряться в производство паровые поршневые насосы. К этому периоду относится создание крыльчатых насосов, прообразом которых является поршневой насос с кольцевым цилиндром, описанный французским инженером Рамелли в 1588 году. Развитие теории поршневых насосов тесно связано с работами отечественных учёных и инженеров (И. И. Куколевский, А. А. Бурдаков и др.). Достижения в области поршневых насосов были широко использованы также при создании поршневых компрессоров, гидравлических прессов и др. устройств, но сами поршневые насосы начиная с 20 годов 20 века стали вытесняться из ряда областей центробежными, роторными и др.

Другой путь развития насоса начался с изобретения так называемых вращающихся насосов, которые имели один ротор. В 17 веке был изобретен двухроторный коловратный насос, который можно рассматривать как прообраз современных зубчатых насосов. В дальнейшем появились и другие разновидности роторных насосов, представителем которых является, например, лабиринтный насос, созданный уже в 20 веке. Первый вихревой насос, названный центробежным самовсасывающим, был изобретен в 1920 году в Германии .

Идея использования центробежной силы для подачи жидкостей возникла в 15 веке, когда был построен простейший центробежный насос для подачи воды, рабочим органом которого служило открытое вращающееся колесо. В конце 19 века, когда появились быстроходные тепловые, а затем электрические двигатели, центробежные насосы получили более широкое применение. В 1838 русский инженер Саблуков на основе созданного им ранее вентилятора построил одноступенчатый центробежный насос, в 1846 американский инженер Джонсон предложил многоступенчатый горизонтальный насос, в 1851 аналогичный насос был создан в Великобритании по патенту Гуинна (насос Гуинна), в 1899 русский инженер В. А. Пушечников разработал вертикальный многоступенчатый насос для буровых скважин глубиной до 250 м. Этот насос, построенный в Париже на заводе Фарко (насос Фарко), предназначался для водоснабжения Москвы, имел подачу 200 м3/ч, кпд до 70%. В России первые центробежные насосы начали изготовлять в 1880 на заводе Листа в Москве.

Развитие осевых насосов основывалось на опыте аналогичных им гидротурбин. Проектирование и исследование осевых насосов относится к концу 19 века. В СССР эти насосы разрабатываются начиная с 1932 на заводе «Борец» , во Всесоюзном научно-исследовательском институте гидромашиностроения , в харьковском институте «Промэнергетика» , а с 1934 на опытной установке в г. Дмитрове.

Третье направление развития устройств для напорной подачи жидкостей объединяет несколько путей создания и совершенствования насосов. Прототипы вытеснителей, изготовлялись уже в Древней Греции. Первым вытеснителем производственного назначения была предложенная в 1698 английским инженером Т. Севери паровая водоотливная установка. Идея использования сжатого воздуха для подачи воды высказывалась еще в 17 веке, но практически была применена только в 20 веке — в двухкамерном водоподъёмнике вытеснения для водяных скважин. Подача воды под действием давления продуктов сгорания жидкого топлива была осуществлена в Великобритании в 1911 насосом Л. Гемфри.

Принципиально иной способ подачи воды или нефти из скважин с помощью сжатого воздуха или др. газа был применен в газлифтах, которые были предложены в середине 19 в., а позднее нашли и практическое применение . С изобретением автоматически действующего гидравлического тарана наметился ещё один путь развития устройств для напорной подачи жидкости, принцип действия которых был основан на использовании для подачи воды периодически создаваемых гидравлических ударов. В дальнейшем были предложены различные конструкции гидравлических таранов.

Одной из разновидностей насосов явился водоструйный насос, который служил для отсасывания воды и воздуха. Первый промышленный образец струйного аппарата был применен для удаления воды из шахт. Позднее созданы различные струйные насосы в виде водо-водяных эжекторов, паро-водяных инжекторов и многие др. Одним из направлений развития насос-аппаратов является создание магнитогидродинамических насосов. Первые такие насосы на постоянном токе были предложены Голденом (1907) и Гартманом (1919) и насосы на переменном токе — Чаббом (1915). Однако широко их стали применять в СССР и за рубежом только в 50—60-е гг. 20 в., главным образом в связи с успехами атомной энергетики. Техника подъёма и перемещения вначале только воды, а затем нефти и др. жидкостей в каждую эпоху в основном соответствовала уровню развития производительных сил и производственных отношений.

Общие сведения

В состав любой Электрической станции входят два типа машин: машины - орудия (насосы) и машины - двигатели (турбины).

Насосами в широком смысле называют машины для сообщения энергии рабочей среде. В зависимости от рода рабочего тела, различают насосы для капельных жидкостей (насосы в узком смысле) и насосы для газов (газодувки и компрессоры). В газодувках происходит незначительное изменение статического давления, и изменением плотности среды можно пренебречь. В компрессорах при значительных изменениях статического давления проявляется сжимаемость среды.

Остановимся подробнее на насосах в узком смысле этого слова - насосах для жидкости. Преобразуя механическую энергию приводного двигателя в механическую энергию движущейся жидкости, насосы поднимают жидкость на определенную высоту, подают ее на необходимое расстояние в горизонтальной плоскости или заставляют циркулировать в какой-либо замкнутой системе. По принципу действия насосы подразделяют на динамические и объемные.

В динамических насосах жидкость движется под силовым воздействием в камере постоянного объема, сообщающейся с подводящими и отводящими устройствами.

В объемных насосах движение жидкости происходит путем всасывания и вытеснения жидкости за счет циклического изменения объема в рабочих полостях при движении поршней, диафрагм, пластин.

Работа любого насоса характеризуется следующими величинами:

Объемная подача - Q, [м³/с] - объем жидкости подаваемый насосом в напорный трубопровод за единицу времени.

Напор (удельная работа) - H, [Дж/кг] - полное количество энергии, сообщаемое 1 кг рабочего среды в насосе. Выраженный в метрах показывает высоту на которую можно поднять жидкость с помощью насоса.

Частота вращения (для насосов имеющих вращающийся ротор) - n [об/мин]

Состояние среды на входе: (температура и давление); плотность среды - [кг/м³]

Мощность, N [Вт] - полная энергия подводимая к насосу в единицу времени.

Коэффициент полезного действия КПД, - отношение полной энергии, подведенной к насосу, к энергии переданной жидкости.

По конструкционно-энергетическим признакам насосы подразделяются на: объемные, лопаточные, струйные, электромагнитные или магнитогидродинамические (МГД). В качестве основных насосов АЭС (циркуляционных, питательных, конденсатных), как правило, используются лопаточные машины. МГД насосы используются для токопроводящих жидкостей в космических и судовых ядерных реакторах. Струйные насосы и используются для откачивания неконденсирующихся газов из конденсаторов, деаэраторов и уплотнений.

Объемные насосы используются главным образом во вспомогательных системах. К объемным насосом относят поршневые, плунжерные, ротационные, шестеренчатые и некоторые другие насосы.

Рис 1. Схема поршневого насоса

Поршневые и плунжерные насосы (рис.) имеют цилиндр 4 и поршень 3, совершающий возвратно-поступательное движение. Цилиндр снабжен клапанами всасывания 1 и нагнетания 2. При прямом ходе поршня и открытом клапане 2 происходит процесс нагнетания рабочей среды в напорный трубопровод, при обратном ходе и открытом всасывающем клапане - заполнение объема цилиндра. Главная особенность работы поршневых насосов периодичность подачи и возвратно-поступательное движение и в связи с этим более сложный привод.

График подачи поршневого насоса.

 

Рис 2. Схема ротационного насоса

Ротационные насосы (рис.2) имеют цилиндрический ротор 2, эксцентрически расположенный в корпусе 1. В радиальных щелях расположены подвижные пластины, которые под действием центробежных сил прижимаются к внутренней поверхности цилиндра. Рабочая среда поступает через патрубок всасывания 5 и переталкивается лопастями в патрубок нагнетания.

Рис 3. Схема шестеренчатого насоса.

В шестеренчатом насосе (рис.3) полость всасывания 3 и полость нагнетания 2 разобщены находящимися в зацеплении зубчатыми колесами 1. Зубчатые колеса размещены в корпусе насоса с малыми осевыми и радиальными зазорами. Жидкость попадает в межзубчатое пространство и переталкивается из полости всасывания в полость нагнетания.

В струйном насосе-эжекторе (рис 4) поток рабочей жидкости разгоняется в сопле 1 и поступает в камеру смешения 2, в которой устанавливается пониженное давление. Камера 2 соединена с сосудом 6, в котором поддерживается более высокое давление. За счет разницы давлений среда поступает в камеру смешения 2 и смешивается с рабочей жидкостью. Далее смесь поступает в камеру смешения 3 и расширяющиеся сопло, в котором повышается статическое давление и далее в патрубок нагнетания 5. В качестве рабочей жидкости обычно используют воду, пар или газ высокого давления. Преимущества струйных насосов: простота конструкции отсутствие движущихся частей, высокая надежность; недостатки: низкий КПД, высокий шум при использовании пара в качестве рабочей жидкости.

Рис 4. Схема струйного насоса.

Рис 5. Схема МГД - насоса.

В простейшем МГД - насосе (рис. 5) рабочий канал 3 размещен в зазоре между полюсами магнита 2. К каналу по шинам 1 подводится электрический ток (в других конструкциях ток в рабочем канале индуцируется за счет расположенных в непосредственной близости от него катушек-обмоток переменного тока). За счет взаимодействия электрического и магнитного полей возникает движение электропроводящей жидкости - движение проводника с током в магнитном поле. Преимущества МГД - насосов: простота конструкции и полной герметизации, отсутствие вращающихся частей, высокая надежность; недостатки: малый КПД, громоздкость, для работы многих типов МГД - насосов требуются специальные источники тока большой силы.

Лопаточные насосы

К лопаточным насосам относятся центробежные, диагональные и осевые, отличающиеся друг от друга по направлению потока жидкости на выходе из рабочего колеса.

Лопастные насосы также подразделяются по потоку жидкости за рабочим колесом (с полуспиральным, спиральным или кольцевым отводом, коленчатым отводом), по числу потоков внутри рабочего колеса (одностороннего и двухстороннего входа) и по числу ступеней рабочих колес в насосе - одноступенчатый, многоступенчатый.

Работа этих насосов основана на общем принципе - силовом взаимодействии лопастей рабочего колеса с обтекающим их потоком перекачиваемой жидкости.

Основным рабочим органом центробежного насоса (рис 6) является свободно вращающееся внутри корпуса колесо 1, насаженное на вал 2. Рабочее колесо состоит из двух дисков (переднего 3 и заднего 4), отстоящих на некотором расстоянии друг от друга. Между дисками, соединяя их в единую конструкцию, находятся лопасти 5, плавно изогнутые в сторону, противоположную направлению вращения колеса. Внутренние поверхности дисков и поверхности лопастей образуют так называемые межлопастные каналы колеса, которые при работе насоса заполнены перекачиваемой жидкостью.

Ротор - вал с насаженными на него вращающимися деталями - вращается в подшипниках 6. Между вращающимися и неподвижными деталями могут быть установлены уплотнения 7 для снижения утечек из насоса и уплотнения 8 для уменьшения циркуляции внутри насоса. При вращении колеса на каждую часть жидкости (массой m), находящейся в межлопастном канале на расстоянии r от оси вала и движущуюся со скоростью v, будет действовать центробежная сила:

Под действием этой силы жидкость выбрасывается из рабочего колеса, в результате чего в центре колеса создается разряжение, а в периферийной его части - повышенное давление. Для обеспечения непрерывного движения жидкости через насос необходимо обеспечить подвод перекачиваемой жидкости к рабочему колесу и отвод от него. Жидкость поступает через отверстие в переднем диске рабочего колеса по всасывающему трубопроводу (подводу 9). Движение жидкости по всасывающему трубопроводу происходит вследствие разности давлений над свободной поверхностью жидкости в приемном бассейне (атмосферное) и в центральной области колеса (разряжение).

Для отвода жидкости в корпусе насоса имеется расширяющаяся спиральная камера (в форме улитки, куда поступает жидкость, выбрасываемая из рабочего колеса. Спиральная камера (отвод 10) переходит в короткий диффузор, образующий напорный патрубок 11, соединяемый обычно с напорным трубопроводом.

Рис 6. Схема центробежного насоса.

Рис 7. Схема осевого насоса.

Рабочее колесо осевого насоса (рис.7) состоит из втулки 1, на которой укреплено несколько лопастей 2, представляющих собой удобообтекаемое изогнутое крыло с закругленной передней, набегающей на поток кромкой.

Рабочее колесо насоса вращается в трубчатой камере 3, заполненной перекачиваемой жидкостью. При динамическом воздействии лопасти на жидкость за счет изменения скорости течения давление перед лопастью повышается, а за ней - понижается. Благодаря образующейся при этом силе основная масса жидкости в пределах колеса движется в осевом направлении, что и определило название насоса. Перед колесом устанавливаются неподвижные проточные элементы 4 (подводы), за колесом - отводы 5;

Осевые насосы выпускаются с жестко закрепленными на втулке лопастями рабочего колеса и с поворотными лопастями. По сравнению с центробежными осевые насосы имеют значительно большую подачу, но меньший напор. КПД осевых насосов достигает 0,9 и выше.

Диагональные насосы

Поток жидкости, проходящий через рабочее колесо диагонального насоса, направлен не радиально, как у центробежных насосов, и не параллельно оси, как у осевых, а наклонно, как бы по диагонали прямоугольника, составленного радиальным и осевым направлениями.

По своим рабочим параметрам (подача, напор) диагональные насосы занимают промежуточное положение между центробежными и осевыми.

Явление кавитации

Кавитация в насосах объясняется нарушением сплошности жидкости в тех местах, где давление снижается до давления насыщенного пара при данной температуре, при этом происходит быстрое вскипание жидкости с образованием пузырьков пара, которые после перехода в зону повышенного давления и исчерпания кинетической энергии быстро сокращаются.

Сокращение кавитационного пузырька происходит с большой скоростью и сопровождается гидравлическим ударом и звуковым импульсом. Если кавитационные пузырьки замыкаются вблизи от обтекаемого тела, то многократно повторяющиеся удары приводят к разрушению поверхности этого тела (элементов проточной части насос). В местах разрушения пузырьков значения давления могут достигать 10000 кгс/см² и сопровождаться сильным шумом со сплошным спектром от нескольких до тысяч килогерц.

Качественное изменение структуры потока, вызванное кавитацией, приводит к изменениям режима работы гидравлической машины. Эти изменения принято называть последствиями кавитации.

Элементы проточной части гидравлических машин представляют собой сочетание направляющих поверхностей, предназначенных для управления потоком. Если кавитационная зона возникает на такой поверхности, то она изменяет ее эффективную форму и, следовательно, изменяет путь потока. Такие изменения нежелательны и сопровождаются дополнительными потерями энергии. Снижение энергетических параметров (подача, напор) и уменьшение коэффициента полезного действия являются прямым следствием возникновения кавитации в любой гидравлической машине.

Борьба с кавитацией в насосах и других гидравлических машинах имеет большое значение, так как кавитация приводит к быстрому разрушению элементов проточной части и снижению их надежности.

Кавитационному разрушению подвержены все конструкционные материалы, но в разной степени. Наиболее кавитационно-стойким материалом является аустенитная сталь благодаря равномерности ее структуры. Кроме разрушения материала, кавитация приводит к существенному снижению КПД, повышению вибрации, ударным нагрузкам на элементы проточной части и, в конечном итоге, к срыву характеристик Н, N и КПД.

Основным средством предупреждения кавитации, обеспечивающим надежную работу насоса, является поддержание достаточного избыточного давления на входе в насос над давлением парообразования (Рв > Рп), то есть соблюдение такой высоты всасывания насоса, при которой кавитация не возникает. Превышение напора на входе в насос над напором, равным давлению насыщенного пара перекачиваемой жидкости, называется кавитационным запасом h. Бескавитационный режим работы насосов обеспечивается при соблюдении условия h h_доп., где допускаемый кавитационный запас h_доп. = k h_кр.; коэффициент запаса k = 1,1 - 1,5 устанавливается в зависимости от условий работы и типа насоса; h_кр. - кавитационный запас, соответствующий началу снижения параметров (первому критическому режиму кавитации) при кавитационном испытании насоса. Допускаемый кавитационный запас h_доп. приводится в характеристике насоса, получаемой при кавитационном испытании.

Специальные насосы АЭС

Насосы, используемые в ядерной энергетике, можно приблизительно разделить на следующие девять групп:

1. главные циркуляционные насосы, предназначенные для создания циркуляции теплоносителя с вспомогательными насосами к ним;

2. питательные насосы - для подачи питательной воды в парогенераторы или барабаны-сепараторы;

3. конденсатные насосы - для подачи конденсата в деаэраторы из конденсаторов турбин и подогревателей низкого и высокого давления;

4. насосы циркуляционного водоснабжения для охлаждения конденсатор турбин;

5. насосы технического водоснабжения главного корпуса;

6. насосы систем безопасности;

7. насосы масло снабжения систем турбоагрегатов;

8. насосы спецводоочистки и химводоочистки;

9. насосы вспомогательных систем.

ГЦН

Главные циркуляционные насосы обеспечивают циркуляцию воды в контуре многократной принудительной циркуляции реакторных установок типа РБМК- 1000.

По расположению вала все ГЦН выполнены вертикальными.

Во всех ГЦН применены нижние радиальные подшипники гидродинамического или гидростатического типа.

В гидростатических подшипниках пара трения не изнашиваются при пуске и останове насоса, так как взвешивающая способность их осуществляется давлением смазывающей воды, подаваемой из постоянного источника водоснабжения, а толщина смазочной пленки значительно больше, чем у подшипника гидродинамического типа. Поэтому износ гидростатического подшипника сведен к минимуму.

В гидродинамических подшипниках при смазке водой толщина смазочной пленки составляет всего 5 - 6 мкм, а при пуске и остановке насоса подшипники работают в режиме граничного или полужидкого трения. По этим причинам износ пар трения гидродинамических подшипников неизбежен.

В ГЦН в качестве привода используются асинхронные электродвигатели вертикального исполнения с радиально-осевым подшипником на масляной смазке. Крутящий момент от электродвигателя к насосу передается при помощи соединительных муфт различных конструкций.

Требования к ГЦН обусловлены назначением и условием их эксплуатации (бесперебойный теплоотвод от реактора, высокая температура и повышенное давление рабочей жидкости - теплоносителя - и ее радиоактивности):

1. высокая надежность; ГЦН должны работать надежно и обеспечивать устойчивую работу при нормальной эксплуатации и в переходных режимах в течение длительного времени (не менее периода между планово-предупредительными ремонтами);

2. обеспечение достаточного выбега (вращение после обесточения электродвигателя насоса), необходимого для охлаждения активной зоны при авариях с потерей электроснабжения собственных нужд;

3. надежная герметизация ГЦН во избежание утечки теплоносителя из первого контура;

4. обеспечение ремонта насосов с минимальным временем нахождения поблизости от них ремонтного персонала для демонтажа выемных частей ГЦН;

5. материалы проточной части ГЦН должны отвечать всем требованиям, предъявляемым к материалам главного циркуляционного контура, т.е. не должны взаимодействовать с теплоносителем в рабочем диапазоне температур и давления, должны допускать дезактивацию щелочными и кислотными растворами, а также должны быть коррозионно-стойкими и устойчивыми против эрозии при предельных скоростях движения теплоносителя в проточных частях.

ТПН

Питательные насосы применяются для подачи химически очищенной воды в парогенераторы энергоблоков АЭС. Питательные насосы изготавливаются в различных конструктивных исполнениях: горизонтальные, одно- или двухкорпусные, секционного или спирального типа, одноступенчатые с рабочим колесом двухстороннего входа или многоступенчатые с односторонним расположением рабочих колес. Бескавитационная работа питательных насосов обеспечивается применением рабочего колеса с расширенным входом или применением предвключенного колеса или насоса.

Питательные насосы должны отвечать следующим требованиям:

1. обеспечивать динамическую устойчивость во всем диапазоне работы насоса;

2. вибрация на корпусах подшипника не должна превышать 0,05 мм;

3. обеспечивать удобство монтажа, ремонта и обслуживания;

4. насосы должны снабжаться обратными клапанами с линией рециркуляции, чтобы не возникало обратного вращения ротора насоса и перегрева воды до температур, близких к парообразованию.

Конденсатные насосы

Конденсатные насосы применяются для подачи конденсата отработанного пара турбин, конденсата греющегося пара из теплообменных аппаратов энергоблоков АЭС, а также жидкостей, сходных с конденсатом по вязкости и химической активности.

Конденсатные насосы обычно работают с минимальным располагаемым кавитационным запасом в условиях глубокого вакуума на входе и при температуре конденсата, близкой к температуре насыщения. Поэтому для улучшения антикавитационных качеств насоса первую ступень выполняют двухпоточной с уширенным входом или с предвключенным рабочим колесом. Конденсатные насосы с подачей до 200 м3/ч обычно изготавливают в горизонтальном исполнении, а с подачей 200 м3/ч и выше - в вертикальном.

Основные требования, предъявляемые к конденсатным насосам:

1. обеспечение стабильной формы напорной характеристики при параллельной работе насосов;

2. отсутствие подсоса воздуха через работающий и неработающий насос.

Насосы систем безопасности

Насосы систем безопасности предназначены для поддержания в допустимых пределах параметров работы АЭС, определяющих ее безопасность не только в нормальных условиях эксплуатации (работа энергоблока на мощности, пуск и остановка, плановое изменение нагрузки, плановое расхолаживание и т.п.), но также и в аварийных режимах, вызванных нарушениями в работе или отказом оборудования и систем АЭС.

Тема7. Центробежные и осевые компрессоры Центробежные и осевые компрессоры; области применения; основные способы изменения характеристики компрессора; Сопоставление показателей и обоснование преимущественных зон применения центробежных и осевых компрессоров

ЦЕНТРОБЕЖНЫЕ КОМПРЕССОРЫ

Схема центробежного компрессора пока­зана на рис. 1.

РАСЧЕТ НЕОХЛАЖДАЕМЫХ ЦЕНТРОБЕЖ­НЫХ КОМПРЕССОРОВ

При расчете компрессора обычно заданы G, ρ_н, p_н, ε_k и n. Необходимая окружная скорость

где V₂— объемный расход в сечении за рабо­чим колесом первой ступени, V₂ = G/ρ₂, м³/с.

В компрессорах стационарных установок u₂ < 270 - 290 м/с при работе на воздухе (из условия сохранения высокого к. п. д.). При работе на других газах должно быть u₂/а_н<0,8 (а_н —скорость звука, найденная по параметрам газа перед компрессором). Верхний предел окружной скорости опреде­ляется конструкцией рабочего колеса и при­меняемыми материалами; для закрытых рабо­чих колес обычно u₂ < 300 - 350 м/с.

Если частота вращения не задана, то назначают величину u₂ и по формуле (1) находят n.

Изоэнтропический напор ступени H_а определяют по принятому коэффициенту изо-энтропического напора H_а = 0,5 - 0,8:

(1)

Теоретический напор ступени

Коэффициент полезного действия ступени ŋ_a = 0,8 - 0,9. Теоретический напор компрессора

Число ступеней компрессора

Диаметр вала (по В. Ф. Рису)

где n_кр - критическая частота вращения, об/мин; n_кр ≥ (1,2—1,3) n_макс для жесткого вала, n_кр ≤ (0,77 - 0,83) n_мин для гибкого вала; k_d = 0,02 - 0,022.

Диаметры d_вт, d_1n и d_t определяют таким же образом, как и для насосов (R = 3,6 - 4,2).

Рис. 1. Схема центробежного компрессора НЗЛ типа К-5500-41-1.

РАСЧЕТ РАБОЧЕГО КОЛЕСА

Температура воздуха на входе в первую ступень

Потеря напора во входном патрубке

Давление р₀ и плотность ρ₀:

Показатель политропы расширения газа во входном патрубке находится из выраже­ния

Расчет треугольников скоростей и углов лопастей производится так же, как и для насосов, только при определении числа ло­пастей z_a принимают относительный шаг t_ср = 0,3 - 0,35. Кроме того, необходимо определить плотность газа за рабочими ло­пастями p₂

Окружная проекция скорости

Работа сжатия на рабочих лопастях

Температура газа за рабочими лопастями

где

Температура газа за лопастями при изоэнтропическом сжатии

(ŋ_а.л = 0,9 - 0,95).

Давление и плотность газа за рабочими лопастями

ОСЕВЫЕ КОМПРЕССОРЫ

На рис. 1 показана схема осевого компрессора, а на рис. 2 — схема ступени.

РАСЧЕТ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

Окружная скорость концов рабочих лопастей первой ступени

(1)

где V₁ - объемный расход в сечении перед первой ступенью; φ₁=0,4 - 0,7; υ₁,=0,5 -0,75. Обычно u_в1 = 200 - 300 м/с, в авиационных компрессорах - до 400 м/с.

Если частота вращения не задана, за­даются окружной скоростью и по формуле (1) находят частоту вращения.

Максимальный теоретический напор одной ступени

Число ступеней определяют так же, как и для центробежных компрессоров. Пара метры газа по ступени находят на среднем квадратическом диаметре d_c:

Рис. 1. Схема осевого компрессора.

1 - корпус; 2 - ротор; 3 и 5 - направляющие лопасти; 4 - рабочие лопасти; 6 - входной пат­рубок; 7 - напорный патрубок; 8 - диффузор; 9 - лабиринтовые уплотнения; 10 - спрямляю­щие лопасти.

Величина с_1u у вершин рабочих лопастей при больших окружных скоростях находится из условия достижения допустимого значения числа M₁= 0,85;

На остальных диаметрах с_1u находят из условия rc_1u = const, если с_1u/u₁<1, или с_1u = const, если (с_1u/u₁)_в ≥ 0,2 – 0,3.

Увеличение (по ступеням компрессора) плотности газа требует уменьшения площади проходных сечений, что может быть достиг­нуто, во-первых, за счет изменения d_в при d_вт = const и, во-вторых, за счет изменения d_вт при d_в = const (изменять оба диаметра

Рис. 2. Схема ступени осевого компрессора.

1 - рабочие лопасти; 2 - направляющие лопасти

нецелесообразно). Первый способ позволяет упростить изготовление ротора, второй - кор­пуса. Преимущество первого способа заклю­чается в том, что высота лопастей последней ступени оказывается больше. Однако число ступеней при выполнении компрессора по второму способу оказывается меньше, так как средняя окружная скорость рабочих лопастей в этом случае больше. Кроме того, при d = const возможно выполнение мень­ших зазоров между рабочими лопастями и корпусом, что приводит к возрастанию к. п. д. компрессора.

Осевую проекцию скорости с_а прини­мают одинаковой во всех ступенях или уменьшающейся от c_la в первой ступени до с_zа за последней ступенью: c_za/c_1a = 0,7 - 1.

Уменьшение с_а целесообразно при боль­ших значениях с_а с целью уменьшения потерь в диффузоре за последней ступенью и увеличения высот лопастей последних сту­пеней. При этом, однако, невозможно выпол­нить все ступени одинаковыми (отличающи­мися лишь высотой лопастей); компрессор выполняют из двух-трех групп ступеней.

ХАРАКТЕРИСТИКИ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ И ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

РАЗМЕРНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Характеристики компрессоров изобра­жают в виде зависимости степени повыше­ния давления и к. п. д. компрессора от мас­совой или объемной подачи при различных частотах вращения (рис. 1). На характеристиках должны быть указаны начальные параметры газа р_н и Т_н. Недостаток размерных характеристик - зависимость от начальных параметров газа.

Рис. 1. Характеристики осевого компрессора.

БЕЗРАЗМЕРНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Безразмерные характеристики одинаковы для всех геометрически подобных компрессоров, если невелико влияние вязкости (в области автомодельности по числу Re) и если компрессоры подают один и тот же газ или различные газы с одинаковым показателем изоэнтропы. Безразмерные характеристики компрессоров изображают в виде серии кривых (рис. 1 вследствие наличия двух независимых параметров, определяющих режим работы ступени или компрессора в целом.

Рис. 1. Безразмерные характеристики ступени осевого компрессора со ступенью реактивности θ = 0,5.

В качестве независимых параметров в случае осевых компрессоров принимают φ = с_1а/u_в, M_u = u_в/a₁, в качестве определяе­мых - ε_к или коэффициент изоэнтропического напора H=H_а/u²_в и ŋ_a.

ПРИВЕДЕННЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ

Приведенные характеристики, как и без­размерные, не зависят от начальных пара­метров газа. В области автомодельности по числу Re приведенные характеристики зави­сят только от показателя изоэнтропы газа и размеров данного компрессора. Приведен­ные характеристики определяются по сле­дующим формулам:

Приведенные параметры z_пр, R_пр, T_пр выбирают произвольно; обычно принимают z_пр= 1, R_пр = 287 Дж/(кг • К) (для воздуха), T_пр = 293K.

Приведенные характеристики изобража­ются графически так же, как и обычные размерные характеристики. Их можно пере­считать для компрессора, геометрически подобного данному, по формулам:

здесь d и d₁— характерные размеры двух геометрически подобных компрессоров; α -отношение этих размеров.

РАСЧЕТ КОМПРЕССОРОВ ПО МЕТОДУ ПОДОБИЯ

В области автомодельности по числу Re для расчета компрессора по методу подобия на характеристиках модельного компрессора выбирается режим работы, соответствующий

Рис. 1. Безразмерные характеристики ступени

осевого компрессора со степенью реактивности

θ=1

заданной степени повышения давления ε_к._м = ε_к в области высоких значений к. п. д. Этому режиму работы соответствуют опреде­ленные значения G_пр.м и n_пр.м.

Масштаб моделирования

Частота вращения

В случае необходимости изменения n_пр можно выбрать другой режим работы модель­ного компрессора при условии, если ε_к._м = ε_к, ив области высоких значений к. п. д.

Рис. 1-а. Вспомогательные коэффициенты К₁ и К₂ для пересчета характеристик компрессоров (при изменении приведенного числа оборотов) в зависимости от ε_к и ŋ_а (k = 1,4).

ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК

НЕОХЛАЖДАЕМЫХ КОМПРЕССОРОВ

ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ПРИВЕДЕННОЙ

ЧАСТОТЫ ВРАЩЕНИЯ

Приближенный пересчет характеристик неохлаждаемых компрессоров может быть произведен исходя из условия сохранения подобия треугольников скоростей в среднем

Рис. 1-б. Зависимость между ε_к и ε_к.о при различных значениях k и ŋ_п

характерном сечении компрессора (предпо­лагается, что возникающие при этом иска­жения треугольников скоростей в первых и последних ступенях взаимно компенсиру­ются). В этом случае пересчет производится по уравнениям:

(1)

где

(2)

Для определения K₁ и К₂ при показа­теле изоэнтропы k = 1,4 можно пользоваться графиками на рис. 1-a.

Порядок расчета. На характеристике компрессора при исходной приведенной час­тоте вращения n_пр0 выбирают несколько точек и определяют в этих точках G_пр0, ε_к0, ŋ_а0. По ε_ко и графикам на рис. 1-а находят k₁₀ и k₂₀. Зная приведенную частоту вращения n_пр, на которую пересчитываются характеристики, по формуле (1) опреде­ляют значения коэффициента K₁ в соответ­ствующих точках новой характеристики. Затем по верхнему графику на 1-a нахо­дят соответствующие значения ε_к, а по ε_к и нижнему графику – K₁. Далее по формуле (2) вычисляют приведенный расход газа G_пр в соответствующих точках характерис­тик. Построив полученные точки в коорди­натах ε_k, G и соединив, их плавной кривой, получают характеристику компрессора при n_пр.

ПЕРЕСЧЕТ ХАРАКТЕРИСТИК

НЕОХЛАЖДАЕМЫХ КОМПРЕССОРОВ

ПРИ ИЗМЕНЕНИИ ПОКАЗАТЕЛЯ

ИЗОЭНТРОПЫГАЗА

Точный пересчет характеристик при изменениях показателя изоэнтропы невоз­можен. Приближенный пересчет возможен исходя из условий сохранения подобия треугольников скоростей на входе в первую ступень и на выходе из последней ступени. Искажение треугольников скоростей в сред­них ступенях при этом невелико. Пересчет производится по формулам:

(1)

где

Зависимость между ε_к и ε_к0, выражен­ная формулой (1), представлена на рис. 1-б. Расчет производится следующим образом. По ε_к, вероятному к. п. д. ŋ_n и графику на рис. 1-б находят ε_ко. Затем по ε_к, ε_ко и графикам на рис. 1-а опреде­ляют k₁ и k₁₀ (для k₀=l,4). Далее по фор­муле (1) вычисляют расход G_пp0 и

Изложенная методика может быть ис­пользована и для построения характеристик компрессора при подаче газа с показателем изоэнтропы k и частоте вращения n_пр по известной характеристике при подаче газа с показателем k₀ и частоте вращения n_пр0. Для этого на исходной характеристике выби­рают несколько точек (с параметрами G_np0, ε_к0 и ŋ_п0), вычисляют соответствующие зна­чения G_np, ε_к и n_пр, а затем производят пересчет на требуемую приведенную частоту вращения по ранее изложенной методике. Для этого необходимо только построить для заданного значения показателя изоэнтропы k вспомогательные графики, аналогичные изоб­раженным на рис. 1-а.

РАСЧЕТ ОСЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ

С ПОМОЩЬЮ БЕЗРАЗМЕРНЫХ

ХАРАКТЕРИСТИК МОДЕЛЬНЫХ

СТУПЕНЕЙ

Компрессор выполняют из ступеней, геометрически подобных модельной ступени во всех элементах, за исключением высоты лопастей: каждая последующая ступень образуется из предыдущей посредством сре­зания корневых или концевых сечений лопастей.

Пользуясь безразмерными характеристи­ками модели, можно определить число сту­пеней компрессора, параметры потока за ступенями, размеры ступеней и характе­ристики компрессора.

Для увеличения точности расчета жела­тельно располагать характеристиками мо­дели при нескольких значениях υ = d_вт/d_в и определять характеристики модели по дан­ным испытаний ступени в компрессорах.

Окружная скорость u_в1 определяется по формуле:

Коэффициент подачи φ₁ не может назначаться произвольно, а вычис­ляется: φ₁ = φ_м при нижней подрезке (среза­нии корневых сечений рабочих лопастей); φ₁=φ_мυ₁/υ_м при верхней подрезке (срезании периферийных сечений рабочих лопа­стей).

Коэффициент подачи модели φ_м выби­рается по характеристикам модели; по φ_м и u_пр находятся H_а.м и ŋ_а.м.

Коэффициент изоэнтропического напора натурной ступени и к. п. д. ŋ_а вычисляют:

где A = (υ/υ_м)² при верхней подрезке; А = 1 при нижней подрезке.

Коэффициент k_υ учитывает влияние нерав­номерности распределения напора по высоте лопастей.

Параметры газа за ступенью (на среднем квадратическом диаметре d_c) определяют по формулам:

Параметры газа за ступенью:

Диаметр направляющих лопаток на выходе из второй ступени

табл. 1

По параметрам газа за ступенью и расходу газа с помощью уравнения неразры­вности находят наружный или внутренний (в зависимости от принятой схемы выполнения проточной части компрессора) диаметр ступени:

Аналогичным образом находят параметры за второй и последующими ступенями, по ним вычисляют d_3в (или d_3вт) и находят высоты лопаток. Лопатки выполняют геоме­трически подобными (за исключением высоты лопаток) лопаткам модельной ступени.

ИСПЫТАНИЯ ОСЕВЫХ И ЦЕНТРОБЕЖ­НЫХ КОМПРЕССОРОВ

Задачей испытаний компрессоров является определение характеристик последних, изо­бражаемых в приведенных координатах:

где G_np - приведенный расход газа через компрессор; N_np - приведенная мощность; n_пр - приведенная частота вращения.

Если приводом служит электродвига­тель переменного тока, то приходится ограничиваться испытаниями при одной частоте вращения. Однако и в этом случае можно определять характеристики при раз­личных n_пр, проводя испытания при различ­ных температурах наружного воздуха.

Кроме характеристик компрессора, определяют характеристики дроссельной заслонки:

где p^’_д и p^’_д — соответственно давления перед дроссельной заслонкой и за ней; G_пр._д - приведенный расход, определяемый по пара­метрам газа перед заслонкой:

α — угол установки заслонки.

Потери давления в каком-либо участке воздушного или газового тракта (доста­точно удаленного от заслонки) определяют как

где ∆p - потеря давления на данном участке; G_пр1 - приведенный расход, определенный по параметрам воздуха в начале участка.

Если в качестве привода служит дви­гатель переменного тока, то потребляемую компрессором мощность определяют по мощ­ности двигателя, найденной с помощью двух ваттметров. Если в качестве при­вода служит паровая турбина, то мощность находят по результатам испытания турбины.

Косвенное определение потребляемой компрессором мощности производят по тем­пературам газа, измеренным до и после ком­прессора, и параметрам охлаждающей воды:

где G - фактический расход газа через ком­прессор, кг/с; Т_н^* и Т_к^* - соответственно тем­пература торможения до и после компрес­сора; с_p —средняя в интервале температур Т_н^* - Т_к^* теплоемкость, Дж/(кг • К); Q —коли­чество тепла, отданное охлаждающей воде и через стенки корпуса компрессора:

Количество тепла, отданное охлаж­дающей воде Q_x, определяют по расходу охлаждающей воды G_в и ее температурам до и после холодильника t_в^’ и t_в^’’:

Потери тепла через стенки корпуса складываются из потерь тепла лучеиспус­канием Q_н.л и конвекцией Q_н.к:

Потери тепла лучеиспусканием опреде­ляют по закону Стефана - Больцмана:

где Т_ст.ср - средняя температура наружной поверхности корпуса;

Т₀ — температура окружающего воздуха, К; F — поверхность корпуса, м²; α - коэффи­циент черноты, который можно принимать в пределах 0,8—0,9.

Потери тепла конвекцией

Механический к. п. д. ŋ_м, учитывающий потери в подшипниках и на привод масля­ного насоса, ориентировочно можно прини­мать равным 0,96—0,98. Более точное опре­деление ŋ_м производят по количеству тепла, отбираемого водой в охладителях масла, и оценке потребляемой насосом мощности (по расходу масла и перепаду давления).

Измерение температуры воздуха произ­водят прецизионными ртутными термомет­рами с ценою деления 0,1—0,2°С.

По измеренным давлениям до и после компрессора р_н и р_к, температуре Т_н и вы­численным средним скоростям с_н и с_к нахо­дят:

или

и далее вычисляют отношение давлений ε=p_к/p_н и к.п.д. для неохлаждаемых машин

для охлаждаемых машин

Расход газа G определяют по измере­ниям в напорном трубопроводе.