Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Судовые вспомогательные системы и механизмы. Курс лекций
.pdf
Тогда
где q- рабочий объем насоса, гидромотора.
,
Если подачу представить как
, а затем
, то получим
, где w — объем, равный
подаче, расходу машины при повороте ее вала на угол равный π.
Наиболее широко применяется в рулевых устройствах. От механического
гидравлический привод выгодно отличается тем, что при его компоновке и монтаже нет
необходимости обеспечивать строгое взаимное расположение его отдельных узлов и
деталей. Насосы электрогидравлических рулевых машин приводят их в действие с помощью
давления, создаваемого в цилиндрах гидравлического рулевого привода машины в целях
перекладки руля. Наглядно гидропривод представлен на рис 3.
Рис. 3
1 — румпель; 2 — баллер; 3 — электродвигатель; 4 — поршень-плунжер; 5 — гидроцилиндр; 6 —
пружинный амортизатор; 7 — предохранительный клапан.
Все увеличивающееся использование гидроприводов на судах обусловлено их
преимуществами: гидропривод может обеспечить широкое бесступенчатое передаточное
число и легкое реверсирование без обязательного изменения направления вращения
механизмов, обеспечивающих реверсирование (это исключает необходимость преодоления
больших инерционных усилий — они или отсутствуют, или будут значительно меньше, чем,
например, у электропривода); способен осуществлять более частые изменения направления
перекладки, чем электропривод; способен работать в затопленном состоянии, что повышает
живучесть судна.
21
Центробежные насосы
R2
R0
PН
P
ВХ
PН
RВ
PН
S
PОС
Принцип действия и конструкция центробежных насосов
Центробежные насосы несамовсасывающие, поэтому перед пуском он должен быть
залит перекачиваемой жидкостью.
Принцип действия:
Жидкость под действием лопастей приводится во вращение и под дйствием
центробежной силы выбрасывается в спиральный канал, где она собирается и через
диффузор выходит из насоса. Новые порции жидкости поступают к центру рабочего колеса
под действием внешнего давления.
Диффузор служит для уменьшения скорости жидкости и увеличения ее давления.
Достоинства: 1) простота конструкции;
2) высокие обороты рабочего колеса;
3) высокие подача и напор;
4) высокая надежность.
Недостатки: 1) несамовсасывающий;
2) большая кавитация;
3) наличие осевой силы;
4) зависимость напора от подачи.
Область применения: пожарные, балластные, осушительные, водоснабжения, грузовые
и др. системы.
Классификация:
1. по количеству ступеней — одноступенчатые и многоступенчатые;
2. по виду рабочего колеса — закрытое, полуоткрытое, открытое;
3. по расположению оси вращения — вертикальные и горизонтальные.
Осевая сила и способы ее уравновешивания.
Р
— давление на входе
ВХ
Р
— давление на выходе
Н
RВ — радиус приводного вала
R0 — радиус рабочего колеса на входе
R2 — радиус рабочего колеса на выходе
S — неуравновешенная площадь между
ведущим и ведомым диском
22
Р
01
1
f
Q
Vм
1
f
0
111
bRf
СР
1111
2 bRf
СР
0111
1
2
bR
Q
V
СР
М
СРRU11
30
n
СР
R
n
U
11
30
2221
2
bRf
2
R
1ср
b
1
U
1
V
М1
W
1
V
1
1
1
V
U1
= РН·S = (R
ОС
2
0
– R
2
)Н··g
В
Способы борьбы с осевой силой:
1) использование двухстороннего всасывания;
2) использование симметричного расположения рабочих колес;
3) применение разгрузочных отверстий и уплотнительных колец;
4) установка радикальных ребер на ведущем диске;
5) установка упорных подшипников;
6) установка гидравлической пяты.
Построение треугольника скоростей
R
— средний радиус рабочего колеса на входе
1ср
b1 — ширина лопасти на входе
где:
— площадь боковой поверхности на входе
- объемный КПД
1 — коэффициент стеснения потока жидкости, учитывает уменьшение площади
проходного сечения на входе за счет наличия лопастей, имеющих свою толщину.
1 = 0,75 0,85
Как правило, судовые насосы не имеют направляющего аппарата, закручивающего
поток на входе в рабочее колесо, поэтому скорость VU1 = 0 или известна из параметров
направляющего аппарата.
1) треугольник скоростей на входе
1 — угол наклона лопасти на входе в
рабочее колесо
2) треугольник скоростей на выходе
= 0,85 0,95
23
0222
2
2
bR
Q
VМ
22
30
R
n
U
22
cos RVmL
КД
dt
dL
МДК
'' BBAAКД
dLdLdL
)(
1122
RVRVQМ
СРСР
UUК
cos
2U
V
)(
1122
RVRVQМ
СРСР
UUК
gHQNМ
ТКП
g
UVUV
H
СРСР
UU
Т
1122
U
2
V
М2
W
2
V
2
2
2
V
U2
При известном значении угла лопасти на выходе 2 можно построить треугольник
скоростей на выходе.
Из теореме о моменте количества движения известно, что производная от момента
количества движения по времени равна моменту внешних сил.
Принимаем уравнение момента внешних сил к установившемуся потоку в равномерно
вращающемся межлопастном канале.
А, В — площади
f — площадь боковой поверхности
Через промежуток времени dt объем АВ перемещается в положение А’В’, где
жидкость в объеме АВ’ – это изменение количества движения, т.к. масса и скорость
постоянны.
Изменение количества движения по всей струе будет равно:
В результате преобразований получим общий момент, действующий на струйку
жидкости:
где:
Умножим обе части равенства на :
В результате дальнейших преобразований выразим HТ:
— уравнение Эйлера (основное уравнение лопастных
насосов).
Если нет закручивания потока жидкости на входе в рабочее колесо, то уравнение
примет вид:
24
g
UV
H
СР
U
Т
22
СР
UV2
2U
V
g
UV
H
U
Т
22
ТТ
HH
222
WVV
UU
z
UW
sin
22
2
2
2
sin1
zU
U
H
H
Т
Т
HHTT
p1
1
2
2
1
1
1
2
R
R
Z
p
U
2
V
М2
W
2
V
2
V
U2
2
V
U2
W2
Величина окружной составляющей скорости
зависит от величины относительной
скорости и ее направления.
Если бы рабочее колесо имело бы бесконечное множество лопастей, тогда траектория
частиц на выходе рабочего колеса была бы известна и направление скорости W2 совпадало
бы с касательной к лопасти на выходе из колеса. В этом случае
легко определить из
треугольника скоростей. Тогда:
В действительности короткие каналы рабочего колеса не создают направленного
потока и поэтому теоретический напор с бесконечным числом лопастей меньше
теоретического напора.
Тем не менее уравнение Эйлера используют:
1. при расчете напора и размеров рабочего колеса;
2. при анализе влияния размеров и углов 1 и 2 на работу насоса.
Для перехода от теоретического к действительному напору используют поправки на
конечное число лопастей.
Рассмотрим методы определения поправок на конечное число лопастей.
1. поправка Стодола:
Поток в межлопастном канале рассматривается как сумма двух потоков:
1 — как в насосе с бесконечным числом лопастей;
2 — как вихревой поток, обусловленный инерцией жидкости.
Эти потоки суммируются.
Поправка Стодола используется для быстроходных центробежных насосов.
2. поправка Пфлейдера
где: κ — коэффициент циркуляции:
где: р — коэффициент снижения мощности:
25
где: z — число лопастей рабочего колеса, шт.;
л2
ГТ
HH
)(..дин
кинТпотТТ
HHH
g
VV
g
VV
g
VV
g
VV
g
VV
H
ММ
UUМUМU
динТ
22222
2
1
2
2
2
1
2
2
2
1
2
1
2
2
2
2
2
1
2
2
.
12 ММ
VV
g
V
H
U
динТ
2
2
2
.
Т
динТ
Т
потТ
H
H
H
H
..
1
2
2
21U
V
U
HHH
П
Н
П
Н
П
Н
b
b
D
D
D
D
2
2
1
1
2
2
R1 — радиус рабочего колеса на входе, м;
R2 — радиус рабочего колеса на выходе, м;
φ — эмпирический коэффициент, рассчитывается по эмпирической зависимости:
= (0,550,65)+0,6sin
где: 2л — угол наклона лопасти на выходе рабочего колеса.
Поправка используется на тихоходных колесах.
Действительный напор насоса:
Степень реактивности рабочего колеса
При прохождении жидкости через колесо растет как кинетическая, так и потенциальная
энергия жидкости.
Так как
, тогда:
Отношение потенциальной составляющей напора к полному напору называется
степенью реактивности рабочего колеса.
С увеличением 2Л увеличивается напор, но снижается , то есть увеличение напора
достигается за счет его динамической составляющей, а преобразование динамической
составляющей в потенциальную сопряжено с большими гидравлическими потерями,
поэтому при переходе к действительным напорам имеем:
поэтому угол 2Л выполняют в пределах (15–35)0, что позволяет получить = 0,6 – 0,8.
Элементы теории подобия
и коэффициенты быстроходности лопастных насосов
Для создания новых насосов стараются использовать наиболее эффективные
имеющиеся насосы. Для этого необходимо подобрать среди имеющихся насосов насос,
подобный проектируемому.
Существуют 3 вида подобия:
1. геометрическое подобие, то есть пропорциональность размеров и равенство углов
— множитель геометрического подобия.
26
2. кинематическое подобие, то есть подобие линий потока и пропорциональность
П
Н
ПП
НН
П
Н
П
Н
П
Н
n
n
R
R
U
U
V
V
W
W
3
П
Н
ПП
НН
П
Н
n
n
VF
VF
Q
Q
2
П
Н
F
F
3
П
Н
П
Н
n
n
Q
Q
2
2
2
2
П
Н
П
Н
П
Н
n
n
V
V
H
H
5
3
П
Н
ППП
ННН
П
Н
n
n
НQg
НQg
N
N
22
Re
DU
скоростей движения жидкости.
где: FН — характеристика площади на выходе из рабочего колеса существующего
насоса;
FП — сходственная площадь проектируемого насоса.
первое уравнение подобия —
Выведем выражение для напоров подобных насосов:
второе уравнение подобия —
Выведем уравнение для мощностей:
3. динамическое подобие определяется равенством чисел Рейнольдса
где: D2 — максимальный диаметр на выходе рабочего колеса;
— кинематическая вязкость.
Число (критерий) подобия — мера относительной интенсивности существенных
(значимых) для данного явления процессов.
По формулам подобия для UН и n можно рассчитать изменение параметров расхода и
напора при изменении n. Кроме того, можно рассчитать размеры и параметры
проектируемого насоса, подобного данному.
Любой режим работы насоса отражен на характеристике насоса. Представляет интерес
оптимальный режим работы (при максимальном КПД). Подбирать насос, подобный
проектируемому, нужно по оптимальным параметрам.
27
Расчет и профилирование спирального канала центробежного насоса
HgКV
СПСП
2
0
сп
360V
QF
0
сп
0
360V
45 Q
F
23
DKD
Д
)(SДnfK
2
θ
tg2
DD
L
д
н
Расчет строится из условия постоянства скоростей движения жидкости в спиральном
канале.
Средняя скорость движения жидкости в
спиральном канале определяется по формуле:
где К
зависит от коэффициента быстроходности
Определяем площади на соответствующих сечениях
1, 2, …,8 проходного сечения спирального канала.
— коэффициент спирального канала,
СП
Определим высоту отливного канала в каждом сечении:
где КД — коэффициент внутреннего диаметра
отливного канала.
По формулам в методичке находят величину
находят величину высоты трапеции h отливного канала
для каждого сечения.
Угол раскрытия диффузора = 6 80
Определяется длина диффузора:
Скорость на выходе из диффузора должна быть не менее 2м/с для осушительной и
балластной систем, для пожарной системы не более 4м/с.
28
Действительные и теоретические характеристики центробежного насоса
)(,,, QfHNH
В
Д
)(QfH
)(QfN
)(Qf
ЗАТР
N
QHg
80
S
n
H Q 2
1
H = f (Q)
H = f (QК)
HТ = f (QК)
H
Т
= f (QК)
Q
N
N
МЕХ
N = f (Q)
N
ОБ
N
ГИДР
Q
Q
H
N
H
N
Характеристика центробежного насоса – это графическая зависимость основных
параметров насоса (Н, N, , Н
В
) от расхода.
д
1 — напор с учетом поверхностных
потерь;
2 — напор с учетом всех потерь.
Аналитически рассчитать потери в
насосе не удается, поэтому действи-
тельную характеристику насоса
строят по результатам испытаний
насоса.
Гидравлические и объемные потери у
центробежного насоса уменьшаются с
увеличением подачи.
Влияние коэффициента быстроходности
на формы характеристик центробежных насосов
Максимальная мощность у этих насосов
находится за пределом оптимального режима и
с увеличением Q она резко увеличивается.
Максимальный КПД выражен неявно.
Насос может попадать в нестабильные
режимы работы. Это происходит, если
статический напор трубопровода очень
большой. Это приводит к появлению двух
29
рабочих точек и перескакиванию режима работы с первой точки во вторую и наоборот.
250120
S
n
1200500
S
n
4/3
65,3
H
Qn
n
S
Q H
N
H
N
Q H
N
H
N
Q
ОПТ
k
Мощность меняется в меньшей степени, а ее
большие значения на больших подачах связаны с
потерями.
В насосе наблюдается разрыв кривой H = f (Q).
Это объясняется отрывом потока жидкости от
поверхности рабочего колеса. На нулевой подаче
потребляемая мощность будет максимальной,
поэтому пускать насос надо при открытом напорном
клапане (зона k).
КПД выражен наиболее явно из всех насосов.
Коэффициент быстроходности центробежного насоса
Коэффициент быстроходности получен путем комбинации уравнений подобия для
подачи напора, то есть он одинаков для подобных насосов и является критерием подобия.
Физический смысл коэффициента быстроходности.
Коэффициент быстроходности — это частота вращения насоса, геометрически
подобного данному, у которого при напоре в 1м. подача Q = 0,075м3/с.
Значение коэффициента быстроходности рассчитывается для оптимальных параметров
насоса (то есть при максимальном КПД).
Величина коэффициента быстроходности в принципе не отражает геометрического
подобия насосов, так как не включает в себя геометрические размеры, но практикой
конструирования установлены оптимальные соотношения размеров насоса для каждого
коэффициента быстроходности.
Из уравнения для коэффициента быстроходности видно, что чем выше напор, тем ниже
коэффициент быстроходности, из уравнения Эйлера — чем выше напор, тем выше диаметр
на выходе рабочего колеса.
30
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]