Читайте также:
|
Общие сведения о гидромашинах. Гидравлические машины служат для преобразования механической энергии в энергию перемещения жидкости (насосы) или для преобразования гидравлической энергии потока жидкости в механическую (гидравлические двигатели).
Существуют две основные группы насосов: объемные (поршневые и роторные) и динамические (в том числе лопастные и вихревые). Насосы различают по герметичности (первые – герметичные, вторые – проточные); виду характеристики: первые имеют жесткую характеристику, вторые – пологую); характеру подачи (первые имеют порционную подачу, вторые – равномерную). Напор, развиваемый объемными насосами не зависит от подачи, а у лопастных – напора и подача взаимосвязаны.
Лопастные насосы. В рабочем колесе лопастного насоса основная часть подводимой энергии передается жидкости путем динамического воздействия лопаток на поток. При натекании потока на соответствующим образом спрофилированную поверхность лопатки, на ее поверхности образуется перепад давления и возникает подъемная сила (также как у крыла самолета). Рабочее колесо совершает работу, преодолевая при своем вращении момент этих сил. Для этого к колесу насоса подводится механическая энергия двигателя, которая насосом преобразуется в энергию движущейся жидкости.
Основные параметры насосов: подача, напор, мощность, коэффициент полезного действия (к.п.д.), частота вращения. Подачей насоса называется количество жидкости (объем), подаваемый насосом за единицу времени, т. е. расход потока через насос. Напором насоса называют механическую энергию, сообщаемую насосом единице веса (1 Н) жидкости. Напор наоса равен разности полного напора за насосом и напора перед ним и обычно выражается в метрах столба перемещаемой жидкости:
Н = Нн – Нв = рн /(ρ g) – рв /(ρ g) + Δz + (Uн 2 – Uв 2) / (2g),
где рн и рв – абсолютные давления в местах установки манометра и вакуумметра; Uн и Uв – средние скорости в нагнетательном и всасывающем трубопроводах; Δz – вертикальное расстояние между точками установки вакуумметра и манометра.
Ввиду того, что вертикальное расстояние между точками установки приборов обычно небольшие, а скоростные напоры U 2 / (2g) на выходе и на входе в насос или одинаковы или близки, то напор насоса можно определить по упрощенной формуле:
Н = (рн – рв) /(ρ g).
Насос передает жидкости не всю механическую энергию, которая подводится к насосу. Отношение полезной мощности насоса к потребляемой им мощности двигателя называют коэффициентом полезного действия насоса (к.п.д.). Он равен произведению трех коэффициентов полезного действия: объемного, гидравлического и механического. Объемный к.п.д. учитываются потери объема жидкости (утечки жидкости через уплотнения, уменьшение подачи из-за кавитации и проникновения (подсоса) воздуха в насос; гидравлическим к.п.д. – уменьшение напора насоса, вызываемое гидравлическими сопротивлениями в самом насосе (при входе жидкости в насосное колесо и выходе из него, сопротивления жидкости в межлопаточных каналах насосного колеса и пр.); механическим к.п.д. – трение между движущимися элементами насоса.
Движение частиц жидкости в рабочем колесе лопастного насоса связано с вращением рабочего колеса и жидкости и движением жидкости по межлопаточным каналам. Сумма этих двух движений дает абсолютное движение частиц жидкости по отношению к неподвижному корпусу насоса. Основное уравнение лопастных насосов выведено Л. Эйлером. Оно связывает теоретический напор насоса при бесконечном числе лопаток нулевой толщины (Нт ∞) со скоростями движения жидкости в характерных сечениях:
Нт ∞ = ω (U2 r2 cosα2 – U1 r1 cosα1)/g,
где: ω – угловая скорость; U1 и U2 – абсолютная скорость жидкости на входе и выходе центробежного насоса; r1 и r2 – радиусы входа и выхода потока на лопатки рабочего колеса центробежного насоса; α1 и α2 – углы между вектором скоростей U1 и U2 и касательной к радиусам r1 и r2, соответственно; g = 9,81 м/с2 – ускорение силы тяжести.
Скорости движения жидкости зависят от подачи и частоты вращения рабочего колеса насоса, а также от геометрии элементов этого колеса (диаметра, ширины каналов, формы лопастей, угла их наклона) и условий подвода жидкости. Рабочая характеристик лопастного насоса строится в виде зависимости напора насоса, потребляемой им мощности и к.п.д. от подачи насоса при постоянной частоте вращения рабочего колеса. С изменением частоты вращения рабочая характеристика насоса также изменяется. Теория подобия позволяет определить параметр, который остается одинаковым для всех геометрически подобных насосов при их работе на подобных режимах. Этот параметр называют удельным числом оборотов или коэффициентом быстроходности. При заданной частоте вращения коэффициент быстроходности увеличивается с ростом подачи и с уменьшение напора.
Элементарную гидросистему для перемещения жидкости насосом называют насосной установкой. Она состоит из приемного резервуара, всасывающего трубопровода, насоса, нагнетательного трубопровода и напорного резервуара. Потребным напором Нпотр называют энергию, которую необходимо сообщить единице веса жидкости для ее перемещения из приемного резервуара в напорный по трубопроводу установки при заданном расходе:
Нпотр = hн + hв+ (р2 – р1) / (ρ g) + Δ hп = Нст + Δ hп,
где hн – геометрическая высота нагнетания; hв – геометрическая высота всасывания; р2 – р1 – разность давлений в напорном и приемном резервуарах; Δ hп = hп.в + hп.н – сумма потерь напора во всасывающем и нагнетательном трубопроводах; Нст – статический напор установки.
При установившемся режиме работы установки развиваемый насосом и напор равен потребному напору установки. Режим работы насоса (подбор насоса) определяется совмещением на одном и том же графике в одинаковых масштабах рабочей характеристики насоса и характеристики насосной установки. Последняя представляет собой параболу (при турбулентном режиме течения), смещенную вдоль оси напоров на числовое значение статического напора установки. Насос в этой установке работает в таком режиме, при котором потребный напор равен напору насоса. Точку пересечения указанных двух характеристик называют рабочей точкой. Если рабочая точка отвечает оптимальному режиму работы насоса (при к.п.д. равном, или близком к максимальному), то насос считается подобранным правильно. Требуемую рабочую точку можно изменять. Для этого необходимо изменить либо характеристику насоса (например, путем изменения частоты вращения), либо характеристику насосной установки (например, дросселированием).Наиболее экономичный метод регулирования подачи и напора – изменение частоты вращения.
Из-за чрезмерного падения давления на всасывающей стороне насоса может возникнуть кавитация (пустотообразование), вследствие которой резко падает к.п.д. насоса. Кроме того, появляется сильная вибрация и толчки, сопровождающиеся характерным шумом. Для избежания кавитации насос необходимо установить таким образом, чтобы давление жидкости в нем на входе в насос было больше давления насыщенного пара жидкости при данной температуре. Это обеспечивается ограничением высоты всасывания насоса, которая определяется следующим соотношением:
hв ≤ рат / (ρ g) – рп / (ρ g) – hп.в – σН,
где рат – атмосферное давление; рп – давление насыщенного пара; hп.в – потери напора во всасывающем трубопроводе при полной подаче; σ – коэффициент кавитации.
Коэффициент кавитации определяется по формуле С.С. Руднева:
σ = 10 (nQ1/2 / C*)4/3,
где n – частота вращения рабочего колеса, мин-1; Q – подача насоса, м3/с; C* - коэффициент, характеризующий конструкцию насоса.
Допустимая высота всасывания в насосах чаще всего определяется по допустимой вакуумметрической высоте всасывания, которая обозначается на характеристиках всех типов насосов как функция расхода. При изменении частоты вращения изменяется и допустимая вакуумметрическая высота всасывания. Разрушительному воздействию кавитации подвергаются гидравлические турбины, золотники, клапаны и другие аппараты объемного гидропривода.
Перед пуском центробежного насоса его полностью заполняют жидкостью, вплоть до нагнетательного патрубка. Затем производится пуск на холостом ходу, то есть на закрытую задвижку, а затем она постепенно открывается. Выключение производится в обратном порядке.
Центробежные и осевые вентиляторы предназначены для перемещения чистых газов и смесей газов (например, продуктов сгорания котельных установок) с мелкими твердыми частицами. Степень повышения давления не более 1,15 при плотности среды до 1,3 кг/м3. В связи с малой степенью сжатия, газ принимается несжимаемым.
Повышение давления в центробежном вентиляторе происходит за счет работы центробежной силы, воздействующей на газ, движущийся в рабочем колесе от центра к периферии. Характерной конструктивной особенностью центробежных вентиляторов является то, что отношение выходного и входного диаметров межлопастных каналов рабочего колеса находится в пределах 1,2 – 1,45, а радиальная длина лопатки составляет (0,084 – 0,16) от выходного диаметра.
Теоретический напор вентилятора при бесконечном числе лопаток нулевой толщины (Нт ∞) также описывается уравнением Л.Эйлера, поскольку повышение давления в обоих видах гидромашин, имеет одну и туже физическую природу. Вследствие этого, пересчет характеристик подобных вентиляторов производится также как и центробежных насосов. В вентиляторах отсутствует кавитация, поскольку перекачиваемой средой является газ.
При дроссельном регулировании вентиляторов установку дросселя рекомендуется проводить во всасывающем патрубке, так как при этом снижается величина утечек газа, поскольку напорный трубопровод работает при меньшем давлении по сравнению со случаем, когда дроссель устанавливается в напорной части.
Осевые вентиляторы. Работа осевых вентиляторов основывается на теории решетки профилей. При этом поперечное сечение лопастей вентилятора на произвольном радиусе разворачивается в плоскую решетку профилей. Теоретический напор осевых вентиляторов определяется по формуле:
Нт = U2 φ (ctg β1 - ctg β2)/g,
где: U – скорость вдоль оси вентилятора; φ – коэффициент расхода, отношение скорости вращения к скорости вдоль оси вентилятора; β1 и β2 –лопастные углы на входе и выходе, касательные к профилю лопатки.
В практической деятельности, исходя из нагрузки сети, выбор вентиляторов проводят по каталогам, в которых, на основе опытных данных, в координатах Р – Q, приведена область, в которой вентиляторы работают с достаточно высоким к.п.д.
На теплоэнергетических объектах применяются вентиляторы: дутьевые, для подачи холодного воздуха; мельничные (для подсушки угольной пыли; горячего воздуха; дымососы; дымососы рециркуляционные.
Запуск вентиляторов производится также как и запуск центробежных насосов. При этом следует принять меры по шумоподавлению.
Объемные насосы. Характерным признаком объемного насоса является наличие одной или нескольких рабочих камер, объемы которых при работе насоса периодически изменяются. При увеличении объема камер они заполняются жидкостью, а при уменьшении их объема жидкость вытесняется в отводящую (напорную) линию. В объемном насосе подвижные рабочие органы – вытеснители (поршень, плунжер, пластина, зуб шестерни, винтовая поверхность) замыкают определенную порцию жидкости в рабочей камере и вытесняют ее сначала в камеру нагнетания, а затем в напорный трубопровод. В объемном насосе вытеснители сообщают жидкости главным образом потенциальную энергию давления, а в лопастном насосе – кинетическую. Объемные насосы разделяют на две группы: поршневые (клапанные) и роторные (бесклапанные). Такое разграничение произведено по признакам (свойствам): обратимости (первые необратимые, вторые обратимые); быстроходности (первые тихоходные, низкооборотные, вторые высокооборотные); равномерности подачи (первые отличаются большой неравномерностью, вторые обеспечивают более равномерную подачу); характеру перекачиваемой среды (первые способны перекачивать любые жидкости, вторые лишь неагрессивные жидкости, чисто отфильтрованные и смазывающие жидкости). Подача объемного насоса пропорциональна его размерам и скорости подачи вытеснителей жидкости. Напор объемных насосов почти не связан ни с подачей, ни со скоростью движения вытеснителей жидкости. Необходимое давление в системе определяется полезной внешней нагрузкой (усилием, прилагаемым к вытеснителю) и гидравлическим сопротивлением системы. Наибольшее возможное давление, развиваемое насосом, ограничивается мощностью двигателя и механической прочностью корпуса и деталей насоса. Напор, при котором объемный к.п.д. снижается до экономически допускаемого предел, может считаться максимально допустимым.
Поршневые и плунжерные насосы. Возвратно-поступательное движение поршня осуществляется при помощи кривошипно-шатунного механизма. Скорость поршня и подача насоса при этом получаются неравномерными: ход нагнетания чередуется с ходом всасывания, причем скорость поршня по длине его пути непрерывно меняется. Работу поршневого насоса можно проследить по индикаторной диаграмме, т. е. по графическому изображению изменения давления в цилиндре насоса перед поршнем. Из этой диаграммы можно выявит влияние воздушных колпаков на процессы всасывания и нагнетания, а также зависимость мгновенного максимума давления и минимума давления, обуславливающих в первом случае прочность корпуса, а во втором – возможность появления кавитации, от числа ходов в минуту. По индикаторной диаграмме можно судить об исправной работе всасывающего и нагнетательного клапанов насоса и выявит различные неисправности в его работе. Геометрическая высота всасывания, определяется с помощью соотношения:
hв ≤ рат / (ρ g) – рп / (ρ g) – Uв2/(2g) - hп.в – hин, (*)
где hин – потери напора на преодоление сил инерции.
Инерционный напор hин появляется вследствие неустановившегося движения жидкости во всасывающем трубопроводе, вызываемого неравномерным движением поршня в цилиндре поршневого насоса. Потери напора на преодоление сил инерции определяются по формуле:
hин = Lв (a/g) (D / dв )2,
где а – ускорение поршня, зависящее от его положения в цилиндре, т. е от угла φ поворота кривошипа; Lв – длинна всасывающего трубопровода; D – диаметра поршня; dв – диаметра всасывающего трубопровода.
Ускорение поршня определяется по формуле:
а = r ω2 cos φ,
где ω – угловая скорость кривошипа.
Если в формулу (*) подставляется максимальное значение инерционного напора hин, то члены Uв2/(2g) и hп.в отбрасываются, так как скорость течения жидкости в этом случае во всасывающем трубопроводе равна нулю. Во всасывающем трубопроводе центробежного насоса жидкость течет при установившемся движении и силы инерции в ней не проявляются.
Ротационные насосы. Более равномерную подачу жидкости (в отличие от одноцилиндровых поршневых насосов) можно получить применением многоцилиндровых роторно-поршневых машин, объединенных в общий блок. Вытеснение жидкости в таких насосах производится последовательно каждым поршнем. Цилиндры этих насосов могут быть расположены радиально и аксиально по отношению к оси блока. Они существенно отличаются от поршневых наосов (бесклапанность, обратимость, высокооборотистость, большая равномерность подачи, возможность ее регулирования).
При пуске объемных насосов вначале он заполняется жидкостью, с предварительным сбросом воздуха. Пуск производится при открытой напорной задвижке. Остановка производиться в обратном порядке. Вначале закрывается всасывающий клапан, а затем нагнетательный.
Лопастные компрессоры. В лопастных и осевых компрессорах степень сжатия составляет от 2 до 20, в связи, с чем учитывается сжимаемость перекачиваемой среды, а подача составляет от 100 до 4000 м3/м у центробежных и до 15000 м3/м у осевых компрессоров.
Уравнение состояния сжимаемого газа – уравнение Клапейрона – Менделеева:
РV = m R* T/μ или Р = ρ RТ или Р υ = RТ
где: Р – давление; V – объем, занимаемый газом; T – температура газа в градусах Кельвина; R* = 8,314 кДж/(кмоль*К) - универсальная газовая постоянная; m – масса газа; μ – молекулярная масса газа; ρ = m/ V – плотность газа; R = R* / μ – газовая постоянная; υ = V/ m – удельный объем.
В соответствии с первым началом термодинамики принимается, что внутренняя энергия тела (U) изменяется за счет двух процессов: совершения над телом работы А* и сообщения ему количества тепла Q. При этом, совершение работы сопровождается перемещением внешних тел, совершающих эту работу (поршень), а передача тепла не связана с таким перемещениями. В дифференциальном виде первое начало:
δU = δQ + δA* = δQ - δA,
где: δА = - δA* = Р δV– работа, совершаемая телом над внешними телами.
В процессах сжатия и расширения в компрессорах возможно протекание следующих процессов: изотермического; адиабатического, или, в общем случае политропного.
При изотермическом процессе Т = const:
Р/ ρ = RТ = const.
При адиабатическом процессе отсутствует теплообмен с окружающей средой (δQ = 0):
Р υ k = const;
где: k = ср/ сv отношение теплоемкости газа при постоянном давлении к теплоемкости при постоянном объеме.
Причем, согласно уравнению Майера: ср - сv = R.
По определению, политропические процессы, это процессы у которых давление и объем одного моля связаны соотношением:
Р υ n = const,
где: n – показатель политропы.
В соответствии с общим определением работы, что работа совершаемая газом при сжатии равна:
А = Р 1∫2d υ
получим, что при политропическом и адиабатическом (при n = k) процессах:
А12 = n Р1 υ1((Р2/Р1)(n-1)/n – 1)/(n-1) = n R (T2 – T1)/(n-1).
При изотермическом сжатии:
Аиз = Р1 υ1 ln(Р2/Р1) = R T1 ln(Р2/Р1).
Из второго начала термодинамики (одной из формулировок которого является: "невозможен процесс единственным, конечным результатом которого являлось бы отнятие от некоторого тела определенного количества теплоты и превращение этого тепла полностью в работу"), что может быть введена термодинамическая функция состояния - энтропия S, приращение которой в равновесном, обратимом процессе не зависит от пути перехода, а определяется лишь начальным "1" и конечным "2" состояниями системы. Величина энтропии S определяется с точностью до постоянной интегрирования, поэтому используется величина не абсолютного значения энтропии, а разность ее значений в состояниях "2" и "1".
dS = 1∫2 dQ/T или S2 – S1 = 1∫2 dS = 1∫2 dQ/T.
Если процесс протекает без теплообмена с окружающей средой, то есть при dQ = 0, то такой процесс называется изоэнтропным процессом (S = const) и он совпадает с адиабатическим процессом.
Из определения энтропии следует, что величина количества тепла, подводимого к телу равно:
dQ = T dS, откуда Q = 1∫2 dQ = 1∫2 T dS,
поэтому S – T диаграмма называется тепловой диаграммой.
При изотермическом процессе (T = const):
Q = T (S2 – S1).
При изоэнтропном, адиабатном процессе: dS = 0, S2 = S1.
При политропном процессе:
Q12 = 1∫2 dQ = 1∫2 T dS.
При n < k компрессор работает с водяным охлаждением, а при k > n с воздушным охлаждением.
Количество тепла, подводимого или отводимого при политропном процессе:
Q = U2 – U1 + 1∫2 Pdυ = сv (T2 – T1) + R (T1 – T2)/(n-1) =
= сv ((n –k)/(n – 1)) (T2 – T1).
Изотермический к.п.д. (η из) применяют для оценки компрессоров с интенсивным водяным охлаждением (поршневых и роторных):
η из = R ln(P2/P1)/ сp/(T2/T1 – 1) = (n – 1)/n/(T2/T1 – 1).
Адиабатический (изоэнтропный) к.п.д. (η ад) применяют для оценки компрессоров с неинтенсивным охлаждением (центробежные и осевые):
η ад = ((Р*2(k-1)/k/ Р*1(k-1)/k – 1)/(T*2 / T*1 – 1),
где: индекс "*" обозначает параметры торможения.
При политропическом процессе, к.п.д. (ηп) компрессора определяется выражением:
η пол = (n/(n – 1))((k –1)/k).
Действительная эффективная мощность привода компрессора:
Nпот = Nиз /(η из η м) = N а /(η ад η м) = Nиол /(η пол η м).
где: η м – механический к.п.д. компрессора.
Индикаторный, или внутренний к.п.д. компрессора:
η i = QP2/ (Q + q ут)/(Р2 – Р1),
где: q ут – величина утечек газа в компрессоре/
Если Рк давление на выходе из последней ступени многоступенчатого компрессора (z –число ступеней компрессора), то степень повышения давления:
ε к = Рк /Р1.
В случае, если охлаждение в промежуточных охладителях производится до начальной температуры компрессорного процесса и показатели политроп сжатия а отдельных ступенях одинаковы, то повышение давления в одной ступени:
ε = ε к1/ z.
Также как для центробежных насосов, при изменении частоты вращения, можно пересчитывать рабочие характеристики компрессоров. Например, объемные расходы и мощности, с помощью выражений:
Qb = Qa n b / n a и Nb = Na (n b / n a)3ρb/ρa.
Поршневые и роторные компрессоры. В поршневых и роторных компрессорах степень сжатия составляет от 3 до 100 у поршневых и от 2 до 12 у роторных, а подача составляет до 500 м3/м.
В поршневых компрессорах всасываемый объем газа всегда меньше рабочего объема цилиндра, поскольку часть рабочего объема цилиндра (Vр) составляет, так называемый "мертвый объем" (Vм) из которого газ не вытесняется при рабочем ходе поршня. Величина этого отношения, называемая коэффициентом вредного объема:
α = Vм / Vр.
В одноступенчатых компрессорах α = 0,025 – 0,060, а в многоступенчатых α = 0,2.
Отношение объема всасывания Vвс к рабочему объему цилиндра, называется объемным коэффициентом ступени компрессора:
λ0 = Vвс / Vp.
Отношение фактического (действительного) всасываемого газа (Vвс*) объема газа, к рабочему объему цилиндра, с учетом нагрева газа горячими стенками цилиндра и клапанов (λт) и неполной герметичностью цилиндра компрессоров (утечки газа через сальники клапанов и между поршневыми кольцами и поверхностью цилиндра) (λг), называется коэффициентом подачи:
λ = Vвс* / Vp = λ0 λт λг.
Подача компрессора одностороннего действия с одним цилиндром:
Q = Vвс* n = (1 – α(ε 1/ n* - 1)) λт λг Vр n,
где: n* - показатель политропы при расширении.
По способу действия, числу ступеней и т. п. поршневые компрессоры классифицируются разными способами: по способу действия- простого и двойного действия; по расположению цилиндров – горизонтальные, вертикальные или со звездным расположением цилиндров; по числу ступеней – одноступенчатые, двухступенчатые, многоступенчатые; по числу цилиндров – одноцилиндровые, двухцилиндровые, многоцилиндровые; по конечному давлению – низкого давления (до 1 МПа), высокого (до 100 МПа); по способу охлаждения – с воздушным охлаждением, с водяным охлаждением; по числу оборотов – тихоходные (до 200 об/м), средней быстроходности (до 250 об/м), быстроходные (до 1000 об/м); по виду сжимаемого газа – воздушные, кислородные, аммиачные и др.; по установке – стационарные или передвижные. В соответствии с ГОСТ компрессоры общего назначения выполняются следующих типов: а) бескрейцкопфные с V – образным расположением цилиндров (обозначение типа ВУ); б) крейцкопфные с прямоугольным расположение цилиндров – типа ВП; в) крейцкопфные с горизонтальным оппозитным расположением цилиндров – типа – ВМ. Основное преимущество компрессоров типа ВМ, называемых оппозитными, связано с тем, что благодаря взаимно противоположному движению поршней (при угле между коленами вала 1800) они легко балансируются динамически и допускают большую частоту вращения, в 2 – 2,5 раза большую, чем компрессоры других типов. Крейцкопф (ползун) – это деталь, скользящая в прямолинейных направляющих, жестко связанная со штоком и шарнирно с шатуном. Крейцкопф передает продольное усилие на шток, а поперечное на направляющие, тем самым препятствует возникновению поперечных сил, действующих на боковую поверхность цилиндра. Шток служит для соединения крейцкопфа с поршнем. В бескрейцкпофных компрессорах роль крейцкопфа выполняет сам поршень, обладающей в данном случае удлиненной цилиндрической поверхностью.
В состав компрессорной установки включается холодильники, ресивер, масловлагоотделитель и фильтры. Холодильники включаются в виде водяной рубашки системы принудительного охлаждения и между ступенями сжатия компрессора. Они необходимы для понижения температуры перекачиваемого газа. Ресивер (воздухосборник) устанавливается после компрессора для обеспечения равномерной подачи газа. Масловлагоотделители устанавливаются между ступенями сжатия непосредственно после холодильника, для удаления влаги и /или масла, которые просачиваются через уплотнения в перекачиваемую газовую среду. Во всасывающих патрубках устанавливаются фильтры, улавливающие механические примеси, которые могут вызвать механическое повреждение проточной части компрессора.
Роторные компрессоры. Наибольшее распространение получили роторные пластинчатые компрессоры и винтовые компрессоры. Объемный расход роторного компрессора равен:
Q = V z n λ0 = 2 (π D – δ z) e L n η 0
где: V – объем газа, заключенный между двумя пластинами пластинчатого компрессора; z – число пластин; n – число оборотов ротора компрессора в секунду; λ0 – коэффициент подачи; D – диаметр статора; δ – толщина пластины; e - эксцентриситет; L – ширина пластины; η 0 – объемный к.п.д. компрессора.
Мощность ступени роторного компрессора с интенсивным водяным охлаждение, рассчитывается по изотермической работе, а мощность компрессора с не интенсивным воздушным охлаждением рассчитывается по адиабатической работе.
В примерах используются жидкости, применяемые в гидросистемах, соответствующих специальностей.
Вопросы для проверки знаний дисциплины
1. Каковы принципы действия динамических и объемных насосов.
2. Как определяется напор действующего насоса по показаниям приборов и по элементам насосной установки?
3. Что представляет собой коэффициент полезного действия насоса?
4. Начертите схему и объясните принцип действия одноступенчатого центробежного насоса.
5. Приведите параллелограммы скоростей на входе и выходе из рабочего колеса центробежного насоса и поясните их.
6. Напишите основное уравнение центробежных насосов Эйлера, поясните его вывод и физический смысл.
7.В чем заключаются соотношения подобия для лопастных машин? Для каких целей они применяются?
8. На какие виды делятся лопастные насосы по быстроходности?
9. Как найти подачу и напор (рабочую точку) при работе одного и двух центробежных насосов на сеть?
10. Какова физическая сущность явления кавитации в лопастных машинах? Как влияет кавитация на работу центробежных насосов и каковы меры борьбы с ней?
11. От чего зависит и как определяется высота всасывания центробежного насоса?
12. Укажите методы регулирования подачи центробежных насосов и расскажите об их физической сущности?
13. Причины возникновения помпажа при работе центробежных насосов?
14. Какова степень сжатия в центробежных и осевых вениляторах?
15. Нарисуйте конструктивную схему центробежного вентилятора. В чем ее основные отличия от конструктивной схемы центробежного насоса?
16.Применими ли уравнение Эйлера для расчета характеристик центробежного вентилятора?
17. Приведите конструктивную схему осевых вентиляторов.
18. Формула для расчета теоретического напора осевого вентилятора.
19. Основные типы вентиляторов, используемые в теплоэнергетике.
20. Как выбирается вентилятор по каталогу?
21. Каковы принципы действия объемных насосов?
22. Приведите примеры объемных насосов и укажите элементы, присущие объемным насосам всех типов.
23. Каковы преимущества и недостатки, присущие объемным насосам всех типов?
24. Приведите схемы и объясните принцип действия поршневых насосов одинарного и двойного действия.
25. От чего зависит и по каким формулам определяется производительность насосов различной кратности действия?
26. Приведите график мгновенной подачи поршневых насосов одинарного и двойного действия. Укажите способы уменьшения неравномерности подачи.
27. Изобразите индикаторную диаграмму поршневого насоса и объясните ее. В чем отличие действительной индикаторной диаграммы от идеальной?
28. От чего зависит и как определяется высота всасывания поршневых насосов?
29. Каковы преимущества и недостатки поршневых насосов по сравнению с центробежными насосами?
30. Как регулируется подача поршневых насосов? Может ли он работать на закрытую задвижку?
31. Приведите конструктивные схемы и объясните принцип действия радиально- и аксиально-поршневых насосов.
32. Приведите конструктивные схемы и объясните принцип действия пластинчатых (шиберных) насосов с внешней и внутренней подачей.
33. Приведите конструктивные схемы и объясните принцип действия шестеренчатых (шестеренных) и винтовых насосов.
34. Напишите формулы для определения подачи действия радиально- и аксиально-поршневых насосов и объясните их. Изменением каких параметров осуществляется подача насосов?
35. Напишите формулы для определения подачи пластинчатых (шиберных) насосов с внешней и внутренней подачей и объясните их. Изменением каких параметров осуществляется подача насосов?
36. Напишите формулы для определения подачи шестеренчатых (шестеренных) и винтовых насосов и объясните их. Изменением каких параметров осуществляется подача насосов?
37. Каковы достоинства и преимущества роторных насосов? Укажите их области применения.
38. Уравнение Клапейрона – Меделеева.
39. Уравнения изотермического, адиабатического и политропического процессов.
40. Первое начало термодинамики.
41. Работа, совершаемая при изотермическом процессе сжатия в координатах P - V.
42. Работа, совершаемая при адиабатическом процессе сжатия в координатах P - V.
43. Работа, совершаемая при политропическом процессе сжатия в координатах P - V.
44. Второе начало термодинамики. Энтропия. S – T тепловая диаграмма.
45. Изображение изотермического процесса на S – T диаграмме.
46. Изображение адиабатического процесса на S – T диаграмме.
47. Изображение политропического процесса на S – T диаграмме.
48. Связь работы сжатия с напором.
49. Классификация лопастных компрессоров.
50. Принципиальные схемы центробежных компрессоров.
51 Принципиальная схема осевого компрессора.
52. Изотермический к.п.д. компрессора
53. Адиабатический к.п.д. компрессора.
54. Политропический к.п.д. компрессора.
55. Индикаторный к.п.д. компрессора.
56. Для чего нужно охлаждение в компрессорах, какие виды охлаждения используются?
57. Как рассчитывается количество воды, необходимое для охлаждения компрессора?
58. Принципиальная схема и индикаторная диаграмма объемного (поршневого) компрессора.
59. Подача объемного компрессора.
60. Классификация поршневых компрессоров.
61. Действительная индикаторная диаграмма поршневого компрессора.
62. Индикаторная мощность поршневого компрессора.
63. Каковы функции холодильника, ресивера, масловлагоотделителя, фильтра?
64. Принципиальная схема роторного пластинчатого компрессора.
65. Подача роторного пластинчатого компрессора.
66. Принципиальная схема винтового компрессора, его подача.
Дата добавления: 2015-07-10; просмотров: 53 | Нарушение авторских прав