Гидравлика и насосы

Физические свойства жидкости. Гидравлический удар в трубопроводах, его последствия. Формула Эйлера для теоретического напора центробежных насосов. Схема рабочей лопатки центробежного насоса. Разделение питательного насоса на бустерный и основной.

Рубрика Производство и технологии
Вид контрольная работа
Язык русский
Дата добавления 17.05.2012
Размер файла 876,6 K

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Управление образования города Алматы

Алматинский государственный колледж энергетики и электронных технологий

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

«Гидравлика и насосы»

вариант №4

Выполнил: студент заочного отделения группы ТЭУ-11

Мантусов А.В.

Приняла:

Ахметова С.Ж.

АЛМАТЫ, 2012

Содержание

1. Какие свойства жидкости, силы действуют на жидкость, находящуюся в состоянии покоя, в движении? Перечислите физические свойства жидкости

2. Что такое гидравлический удар в трубопроводах? При каких условиях он может возникнуть и к чему привести?

3. Напишите формулу Эйлера для теоретического напора центробежных насосов? Изобразите схему рабочей лопатки центробежного насоса?

4. Чем обусловлено разделение питательного насоса на бустерный и основной? В каких случаях это делается?

5. Список литературы

1. Какие свойства жидкости, силы действуют на жидкость, находящуюся в состоянии покоя, в движении? Перечислите физические свойства жидкости

Жидкость в состоянии покоя или движения находится под действием различных сил, которые можно разделить на объемные и поверхностные.

Объемные силы.

Эти силы действуют на каждый элемент данного объема жидкости и пропорциональны массе, заключенной в данном объеме. К ним относятся силы тяжести, силы инерции и центробежные силы.

Характеристикой интенсивности силы тяжести G, действующей на данный объем V, является удельный вес жидкости:

у = Km (С7Ю = lim (gmiV) = pg [Н/м3],

Предел отношения массы жидкости к объему при его стягивании в точку называют плотностью р жидкости:

р = lim (ifi/F) = y/g [к/м3].

Удельный вес и плотность капельных жидкостей обычно определяют экспериментально, их значения мало зависят от давления или температуры.
Плотность газов при сравнительно низких давлениях может быть рассчитана по уравнению состояния идеальных газов:

р = m/V = PMf(RT), где R универсальная зона.

При повышенных давлениях плотность газов рассчитывают, например, с учетом коэффициента сжимаемости (Z), который определяется как функция (представляемая графической зависимостью) от приведенной температуры Тир и приведенного давления Рар:

P = PM/ (ZRn Z=f(Tap,Pm).

Поверхностные силы.

Они действуют на поверхности ограничивающей данный объем жидкости и отделяющей его от окружающей среды. К ним относятся силы давления и силы внутреннего трения (силы вязкости). При равновесии покоящейся жидкости на нее действуют силы тяжести и силы давления, в то время как закономерности движения жидкостей (реальных) определяются действием не только сил тяжести и давления, но и в очень большой степени силами внутреннего трения (силами вязкости).

Характеристикой интенсивности поверхностных сил является напряжение т, создаваемое ими на поверхности S, ограничивающей данный объем V. Это предел отношения сил к площади поверхности при ее стремлении к нулю:

7= lim (Fs/AS) [Н/м2].

Нормальная составляющая этих напряжений вызывается поверхностными силами (Fs), действующими перпендикулярно поверхности в данной точке. Параметром, отражающим действие сил давления жидкости на дно и стенки сосуда, в котором она находится, а также на поверхность любого погруженного в нее тела, является гидростатическое давление. Выделим внутри жидкости, находящейся в покое, площадку AS. На эту площадку по нормали к ней внутрь жидкости будет действовать сила давления столба жидкости АР. Отношение AP/AS представляет собой среднее гидростатическое давление, а предел этого отношения при AS -->0 называют гидростатическим давлением в данной точке, или просто гидростатическим давлением Р.

Сила АР в любой точке площадки AS направлена по нормали к ней. Если бы сила АР была направлена под углом к AS, ее можно было бы разложить на две составляющие: направленную нормально и направленную касательно к площадке AS. Последняя вызвала бы перемещение элемента жидкости и вывела бы жидкость из состояния покоя, что невозможно, так как противоречило бы исходному условию покоя. Отсюда становится понятным тот факт, что давление в любой точке жидкости одинаково во всех направлениях, так как в противном случае происходило бы перемещение жидкости внутри занимаемого ею объема.

В гидромеханике напряжения считают положительными, если они направлены вдоль нормали к поверхности S из объема V, поэтому нормальные напряжения, сжимающие данный объем, т.е. направленные внутрь объема, отрицательны. В дальнейшем будем рассматривать только напряжения сжатия, так как растягивающих напряжений реальные жидкости не выдерживают.

Гидростатическое давление скалярная величина, связанная с векторной величиной нормальных напряжений в соответствии с его определением следующим образом: %=-Рп, где единичный вектор нормали к поверхности S.

В системе единиц СИ гидростатическое давление выражают в Па (Н/м2), в технике же часто в ат, кгс/см2 или в единицах высоты (Н) столба манометрической или рабочей жидкости. Для пересчета давления, выраженного в одних единицах, в другие можно воспользоваться формулой Р = рдЯ, а также соотношениями между различными единицами давления (1 ат = 1 кгс/см2 = 104 кг/м2 = 10 м вод. ст. = 98 100 Па а 0,1 МПа).

К поверхностным силам относятся также силы внутреннего трения (силы вязкости) Fs, направленные по касательной к поверхности, разграничивающей слои жидкости, перемещающиеся друг относительно друга. Касательные напряжения, создаваемые силами внутреннего трения, называют напряжениями сил внутреннего трения, или напряжениями сдвига:

(Fs/dS) [Н/м2]-

Возникновение касательных напряжений обусловлено переносом количества движения (импульса) в движущихся жидкостях при неравномерном распределении скорости. Скорость распределена неравномерно как в жидкостях, текущих в каналах, так и у поверхности тел, перемещающихся в жидкостях. Неравномерность распределения скоростей объясняется взаимодействием между соседними слоями жидкости, а также взаимодействием частиц жидкости с поверхностью канала или перемещающегося тела. Взаимодействие между соседними слоями выражается во взаимном обмене хаотически перемещающимися молекулами и во взаимном притяжении близко расположенных молекул соседних слоев.

Экспериментально установлено, что взаимодействие частиц жидкости с поверхностью стенки канала или движущегося твердого
тела приводят к совпадению скорости частиц жидкости, прилегающих к твердой поверхности, со скоростью самой поверхности. Иначе говоря, скорость жидкости на поверхности неподвижных стенок канала равна нулю; скорость жидкости на поверхности движущегося твердого тела и скорость движения самого тела совпадают.

Таким образом, движущееся твердое тело, например пластина, способствует ускорению ближайших слоев жидкости, передавая им импульс; те, в свою очередь, взаимодействуют с ближайшими к ним слоями, ускоряют их, передавая импульс все более и более дальним слоям жидкости.

При движении жидкости в канале отдаленные от стенки более быстрые слои жидкости тормозятся, отдавая количество движения слоям, близко расположенным к стенке, скорость которых ниже. Таким образом, в текущей жидкости с неоднородным полем скоростей осуществляется перенос импульса от тормозящихся более быстрых слоев к ускоряющимся более медленным слоям. Причиной переноса является непосредственный хаотический переход молекул из слоя в слой, что характерно для газов и частично -- для капельных жидкостей. Кроме того, причиной переноса импульса в капельных жидкостях может быть непосредственное взаимодействие молекул соседних слоев жидкости, ввиду того что силы притяжения между плотно упакованными молекулами капельных жидкостей велики.

Передача импульса от слоя к слою эквивалентна появлению трения между слоями, поскольку, согласно второму закону Ньютона, сила равна производной импульса по времени. Эта сила препятствует взаимному перемещению соприкасающихся слоев жидкости. Таким образом, напряжение сил трения равно плотности потока импульса через граничную поверхность между слоями текущей жидкости.

Экспериментально установлено, что для многих жидкостей величина касательных напряжений сил трения т в данной точке элемента поверхности, разграничивающего два перемещающихся слоя жидкости, пропорциональна градиенту скорости. В соответствии с этим в случае одномерного течения жидкости напряжение внутреннего трения т = -- ndV/dnt, где знак минус объясняется тем, что нормаль направлена в сторону уменьшения скорости. В этом случае положительное значение плотности потока импульса соответствует отрицательному значению градиента скорости, причем поток ориентирован в направлении нормали, а градиент в противоположную сторону. Если нормаль направлена в сторону возрастающей скорости, то знак минус в уравнении изменится на плюс.

Уравнение выражает закон внутреннего трения Ньютона. Жидкости, в которых напряжения внутреннею трения подчиняются этому закону, называют ньютоновскими. Жидкости, при течении которых напряжения внутреннего трения не описываются уравнением, называют неньютоновскими. В технике обычно приходится иметь дело с ньютоновскими жидкостями, поэтому в дальнейшем основное внимание будет уделено именно этим жидкостям.

Коэффициент пропорциональности р в уравнении называют коэффициентом динамической вязкости, или динамической вязкостью; она имеет размерность

1 Па с = --т дин с/см2 10 П = 103 сП.

Вязкость характеризует сопротивление жидкости смещению ее слоев и является одним из основных физических свойств жидкостей Вязкость жидкостей, как правило, уменьшается с повышением температуры вследствие увеличения расстояния между молекулами из-за ослабления сил притяжения между ними. Кроме того, с ростом температуры уменьшается ассоциация молекул капельных жидкостей.

Вязкость газов растет с повышением температуры, поскольку увеличивающаяся скорость теплового движения интенсифицирует обмен импульсом между слоями потока. С ростом давления вязкость газов также увеличивается. Уравнение может быть записано в форме, связывающей плотность потока импульса q с градиентом импульса единицы объема жидкости (поток считают плоскопараллельным, среда условно принята несжимаемой):

Коэффициент пропорциональности v -- ц/р (м2/е) называют кинематической вязкостью.

Таким образом, коэффициенты динамической (ц) и кинематической (v) вязкости характеризуют сопротивление жидкости смещению ее слоев и одновременно служат мерой интенсивности переноса импульса в текущей жидкости, поскольку являются отношением плотности потока импульса к градиенту скорости или импульса.

В общем случае, когда поток жидкости не является плоскопараллельным, т. е. когда вектор скорости имеет компоненты wf и wz, являющиеся функциями всех трех координат, выражения для напряжения внутреннего трения имеют более сложный вид, отличный от уравнения .

Проекции напряжений внутреннего трения на ось х имеют вид.

т = \i{dwjdx + dwjdzk (t^X = 2\idwjdx.

В напряжении трении [тм, т„, (т„),] первый индекс относится к оси, перпендикулярной плоскости, в которой данное напряжение; второй индекс указывает ось, на которую оно спроецировано. Например, т«- проекция на ось х напряжения, действующего в плоскости / 1, перпендикулярной оси з Таким образом, проекции являются касательными напряжениями, действующими В ПЛОСКОСТЯХ, перпендикулярных осям у и г. Проекция представляет собой нормальное напряжение внутреннего трения, действующее вдоль оси х перпендикулярно плоскости yUz; индекс «т» указывает на то, что это напряжение относится только к трению, в отличие от суммарного нормально™ напряжении, куда входит также напряжение гидростатического давления.

Проекции напряжений внутреннего трения на ось у имеют вид:

Тх> = \i(Swr/Sx + dwjdyy, т^ = \1 (dwjdy 4- Sw^dzl 2\iSwyfSy.

Проекции напряжений внутреннего трения на ось т.

3wjdx + dwjdzb T,Z = p(5tvT/fe -f- dwjdyf, (ta), = 2\LdwJdz.

Проекции напряжений на все оси координат можно выразить следующей системой, представляющей собой обобщение закона Ньютона для трехмерного распределения скорости несжимаемой жидкости:

Swjdmj + dwj/дт, % (trt), = l^dwjdtni,

mK = x; my = y; mL - z.

Несмотря на тo, что система уравнений более точно описывает напряжения внутреннего трения, для анализа влияния сил трения при течении жидкостей в процессах химической технологии чаще используют более простое уравнение . Объяснить это можно тем, что наиболее важные случаи течения (например, различные варианты движения жидкости в тонком слое, граничном с поверхностью твердых стенок) близки к плоско параллельному течению и поэтому с достаточной точностью описываются уравнением.

2. Что такое гидравлический удар в трубопроводах? При каких условиях он может возникнуть и к чему привести?

Гидравлический удар - это резкое, мгновенное (ударное) повышение или понижение давления в напорном трубопроводе, по которому движется жидкость (вода), ввиду резкого изменения во времени скорости ее движения. Например, при мгновенном перекрывании трубопровода запорным устройством, мгновенной остановке насосного агрегата, резком изменении внутреннего размера трубопровода с большого на меньший и т.п. Если резкое увеличение давления в трубопроводе превысит допустимую величину, трубопровод или арматура на нем получат порыв или повреждение.

Явление гидравлического удара в водопроводных трубах было известно с самого начала эксплуатации напорных трубопроводов. К тому же на первых водопроводах применяли обычные пробковые краны, которые мгновенно перекрывали поток воды, что вызывало появление гидроудара. Лишь со временем стали использовать более плавные, так называемые вентильные краны и винтовые задвижки. Почти каждый город, в котором был централизованный напорный водопровод, страдал от разрушений труб вследствие действия гидравлического удара. Разработка теории гидравлического удара и создание технических средств борьбы с этим грозным явлением имели большое значение. Нельзя сказать, что гидравлический удар не изучался до Н.Е.Жуковского. Даже в своей итоговой работе по этому вопросу он ссылается на некоторых иностранных и отечественных авторов, которые исследовали гидроудар и сопровождающие его явления. Достаточно вспомнить братьев Монгольфье, швейцарского изобретателя Э. Аргана или М. Бультона. Внес свой вклад в эти исследования и профессор Казанского университета И.С.Громека (1851-1889). Но приоритет Н.Е.Жуковского в этом вопросе бесспорен. Именно он, по инициативе руководства московского водопровода, возглавил проведение в 1897-1898 гг. большого комплекса научных исследований вопроса гидравлического удара на базе Алексеевской водокачки.

Исследования проводились на чугунных трубах диаметром 2, 4 и 6 дюймов, проложенных по поверхности земли на территории водокачки. Они соединялись с трубой главного водовода диаметром 24 дюйма, транспортирующего воду в Москву. При этом с помощью манометров и самописцев изучались давление и гидродинамика в трубах, распределение давления вдоль труб во время быстрого перекрывания трубопроводов заслонкой в конце. Выяснилось, что явление гидравлического удара объясняется возникновением и распространением вдоль труб ударных волн, вызванных сжатием воды и деформацией стенок труб. Благодаря исследованиям, выполненным инженерами Алексеевской водокачки: К.П.Карельских, В.В. Ольденбергером и И.Н. Березовским под руководством Н.Е.Жуковского, удалось создать довольно четкую теорию гидравлического удара и найти средства борьбы с этим явлением (использование воздушных колпаков и пружинных клапанов-гасителей давления).

Н.Е.Жуковский предложил, в частности, формулу для определения минимального времени необходимого для закрывания запорного устройства, чтобы избежать или снизить эффект гидроудара до минимума:

жидкость гидравлический трубопровод насос

Lv

t ? ---------,

75p

где L - длина трубы, сажени;

v - скорость воды, футы/секунду;

р - максимально допустимое давление, атмосферы.

Безусловно, эта формула Жуковского имеет важное практическое значение.

Результаты своих исследований по изучению явления гидравлического удара Н.Е.Жуковский изложил в научной работе, опубликованной в «Записках Императорской Академии Наук» (1898 г.), а также в докладе на ІV-м Российском Водопроводном Съезде (г. Одесса, 1899 г.). Принимая во внимание теоретическую и практическую ценность этой работы, в дальнейшем она была выпущена отдельным изданием (1899 г.).

Гаситель гидроудара.

В современных трубопроводных сетях все большее предпочтение отдается полимерным трубам. Следует отметить, что материалы пластмассовых трубопроводов имеют различные характеристики, и по-разному реагируют на гидроудар. Проектировщикам необходимо консультироваться с производителями пластмассовых труб относительно их продукции и способности этих труб выдерживать пики давления, возникающие при гидроударе. Например, полиэтиленовые трубы можно применять для кратковременных волн давления, значительно превышающих проектное давление, поскольку трубы обладают способностью увеличивать прочность при кратковременных нагрузках. При одинаковых условиях пики давления в полиэтиленовых трубах значительно меньше, чем пики давления в жестких трубах, что объясняется высокой пластичностью полиэтилена. Например, для одной и той же жидкости при одинаковом изменении скорости пик давления в полиэтиленовом трубопроводе приблизительно на 50 % меньше, чем в трубе из поливинилхлорида и на 65 % - из стеклопластика. Однако, если мы имеем дело с трубопроводами, в которых часто или постоянно наблюдается эффект гидроудара, то необходимо принимать во внимание характеристики усталостной прочности материала пластмассовых труб. Если же в трубопроводе наблюдаются частые циклические пики давления (гидроудары), рабочее давление в системе должно включать и значение скачка давления при гидравлическом ударе.

Все вышесказанное относилось к негативному воздействию гидравлического удара на трубопроводные системы, а также к методам борьбы с этим. Однако явление гидравлического удара может приносить и пользу. Речь пойдет о специальных устройствах - гидравлических таранах, которые применяются для нагнетания воды с применением (утилизацией, как теперь говорят) этого явления (для целей водоснабжения, полива, пожаротушения и др.). Еще 3 ноября 1797 года братья Ж.-М. и Ж.-Э.Монгольфье и Э. Арган создали действующий образец гидротарана или гидропульсатора, как его еще называли, и оформили на него патент Франции. Немного позже, но в том же 1797 году (13 декабря) английский ученый М. Бультон получил патент на аналогичное устройство. Собственно и Н.Е. Жуковский в своей работе, в выводах, указал на возможность использования явления гидроудара в гидротаранах «нового типа». Принцип работы гидротаранов был следующим (рис. 1). Обязательным условием является наличие постоянного запаса воды в источнике, из которого осуществляется непрерывный забор воды Q1 под давлением Р1 по трубопроводу А . В конце этого трубопровода размещен гидротаран В с системой клапанов и воздушным колпаком емкостьюW.От колпака идет напорное ответвление трубопровода С с расходом воды Q2 и давлением Р2.

Рис.1

Работает гидротаран следующим образом: вода из водоема свободно поступает в трубопровод А через открытый клапан D. Когда расход водыQ1 достигнет определенной величины, клапан D быстро закрывается. Происходит гидравлический удар, открывающий клапан Е. При этом вода мгновенно заполняет часть воздушного колпака и по трубопроводу Е поступает в емкость с другим расходом Q2 и давлением Р2. При этом Р2 >Р1, а Q1 > Q2. Если работу клапанов автоматизировать, то такое устройство будет работать циклично и автоматически, т.е. будет нагнетать воду, утилизируя энергию перепада уровня воды в водоеме.

На стыке ХІХ-ХХ веков разработкой и внедрением применения гидротаранов занимался известный российский техник Д.И.Трембовельский. Он стал автором многих публикаций на эту тему. Его первый печатный труд под названием «Практическое руководство для устройства водопровода в деревне посредством гидравлического тарана» вышел в Москве в 1896 году. О применении гидротаранов Д.И.Трембовельский докладывал на Российских водопроводных съездах (V-й РВС, г. Киев, 1901 г., VII-й РВС, г. Москва и др.). В 1911 году он одним из первых в России применил в городке Цихис-Дзири близ Батуми гидротаран для водоснабжения мандаринового питомника. Позднее им была разработана серия собственных гидротаранов системы НАТА, турботараны ТГ-1 (1946 г.) и ТГ-2 (1954 г.).

В наше время, в преддверии мирового энергетического кризиса следует возродить гидротараны, использующие для водоснабжения возобновляемые источники водной энергии, такие как ГЭС, ГАЭС, водяные мельницы и др. Наиболее целесообразно применение этих устройств в горной местности Крыма или Карпат для обеспечения централизованого водообеспечения отдаленных городов и сел.

Действительно, о техническом прогрессе можно сказать: «Новое - это хорошо забытое старое».

3. Напишите формулу Эйлера для теоретического напора центробежных насосов? Изобразите схему рабочей лопатки центробежного насоса?

Основное уравнение центробежного насоса впервые в самом общем виде было получено в 1754 г. Л. Эйлером и носит ею имя.

Рассматривая движение жидкости внутри рабочего колеса, сделаем следующие допущения: насос перекачивает идеальную жидкость в виде струй, т. е. в насосе отсутствуют все виды потерь энергии. Число одинаковых лопастей насоса бесконечно большое (z = µ), толщина их равна нулю (d= 0), а угловая скорость вращения колеса постоянна (w= const.).

К рабочему колесу центробежного насоса со скоростью Vo жидкость подводится аксиально, т. е. в направлении оси вала. Затем направление струй жидкости изменяется от осевого до радиального, перпендикулярного оси вала, а скорость благодаря центробежной силе увеличивается от значения V1 в пространстве между лопастями рабочего колеса до значения V2 на выходе из колеса.

В межлопастном пространстве рабочего колеса при движении жидкости различают абсолютную и относительную скорости потока. Относительная скорость потока -- скорость относительно рабочего колеса, а абсолютная -- относительно корпуса насоса.

Рис. Схема движения жидкости в рабочем колесе центробежного насоса

Абсолютная скорость равна геометрической сумме относительной скорости жидкости и окружной скорости рабочего колеса. Окружная скорость жидкости, выходящей между лопастями рабочего колеса, совпадает с окружной скоростью колеса в данной точке.

Окружная скорость жидкости (м/с) на входе в рабочее колесо

Окружная скорость жидкости на выходе из рабочего колеса (м/с)

где n--частота вращения рабочего колеса, об/мин; D1 и D2 -- внутренний и внешний диаметры рабочего колеса, м, w-- угловая скорость вращения рабочего колеса рад/с

При движении рабочего колеса частицы жидкости движутся вдоль лопастей. Вращаясь вместе с рабочим колесом, они приобретают окружную скорость, а перемещаясь вдоль лопастей -- относительную.

Абсолютная скорость v движения жидкости равна геометрической сумме ее составляющих: относительной скорости wи окружной u, т. е. v = w + и.

Связь между скоростями частиц жидкости выражается параллелограммом или треугольниками скоростей, что позволяет дать понятие о радиальной и окружной составляющих абсолютной скорости.

Радиальная составляющая

окружная составляющая

где a-- угол между абсолютной и окружной скоростями (на входе рабочего колеса a1 и на выходе a2).

Угол b между относительной и окружной скоростями характеризует очертание лопастей насоса .

Исследуем изменение за 1 с момента количества движения Массы жидкости т = rQ, где r -- плотность жидкости; Q-- подача насоса.

Используя теорему механики об изменении моментов количества движения применительно к движению жидкости в канале рабочего колеса, выведем основное уравнение центробежного насоса, которое позволит определить развиваемый насосом напор (или давление). Эта теорема гласит: изменение во времени главного момента количества движения системы материальных точек относительно некоторой оси равно сумме моментов всех сил, действующих на эту систему.

Момент количества движения жидкости относительно оси рабочего колеса во входном сечении

Момент количества движения на выходе из рабочего колеси

где r1 и r2 -- расстояния от оси колеса до векторов входной V1 и выходной V2 скоростей соответственно.

Согласно определению момента системы можно записать:

Так как в соответствии с рис.

Группы внешних сил -- силы тяжести, силы давления в расчетных сечениях (входа-выхода) и со стороны рабочего колеса и силы трения жидкости на обтекаемых поверхностях лопастей рабочего колеса -- действуют на массу жидкости, заполняющей межлопастные каналы рабочего колеса.

Момент сил тяжести относительно оси вращения всегда равен нулю, так как плечо этих сил равно нулю. Момент сил давления в расчетных сечениях по этой же причине также равен нулю. Если силами трения пренебрегают, то и момент сил трения равен нулю. Тогда момент всех внешних сил относительно оси вращения колеса сводится к моменту Мк динамического воздействия рабочего колеса на протекающую через него жидкость, т. е.

Произведение Мк на относительную скорость равно произведению расхода на теоретическое давление PT, создаваемое насосом, т. е. равно мощности, передаваемой жидкости рабочим колесом. Следовательно,

Это уравнение можно представить в виде

Разделив обе его части на Q, получим

Учитывая, что напор Н = Р/(pg) и подставив это значение получим

Если пренебречь силами трения, то можно получить зависимости, называемые основными уравнениями лопастного насоса. Эти уравнения отражают зависимость теоретического давления или напора от основных параметров рабочего колеса. Переносные скорости на входе в осевой насос и на выходе из него одинаковы, поэтому уравнение принимает вид

В большинстве насосов жидкость в рабочее колесо поступает практически радиально и, следовательно, скорость V1 » 0. C учетом вышеизложенного

или

Теоретические давление и напор, развиваемые насосом, тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, т. е. чем больше его диаметр, частота вращения и угол b2 , т. е. чем «круче» расположены лопатки рабочего колеса.

Действительные давление и напор, развиваемые насосом, меньше теоретических, так как реальные условия работы насоса отличаются от идеальных, принятых при выводе уравнения. Давление, развиваемое насосом, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость. Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлении. Влияние конечного числа лопастей учитывают введением поправочного коэффициента k(характеризующею уменьшение окружной составляющей скорости V2u), уменьшение давления вследствие гидравлических потерь -- введением гидравлического коэффициента полезного действия hr . С учетом этих поправок полное давление

а полный напор

Значение коэффициента hr зависит от конструкции насоса, его размеров и качества выполнения внутренних поверхностей проточной части колеса. Обычно значение hr составляет 0,8...0,95. Значение k при числе лопастей от 6 до 10, a2 = 8...140 и V2u = 1,5...4 м/с колеблется от 0,75 до 0,9.

При вращении рабочего колеса центробежного насоса жидкость, находящаяся между лопатками, благодаря развиваемой центробежной силе выбрасывается через спиральную камеру в напорный трубопровод. Уходящая жидкость освобождает занимаемое ею пространство в каналах на внутренней окружности рабочего колеса, поэтому у входа в рабочее колесо образуется вакуум, а на периферии -- избыточное давление. Под действием разности атмосферного давления в приемном резервуаре и пониженного давления на входе в рабочее колесо жидкость по всасывающему водопроводу поступает в межлопаточные каналы рабочего колеса.

Центробежный насос может работать только в том случае, когда его внутренняя полость заполнена перекачиваемой жидкостью не ниже оси насоса, поэтому насосную установку оборудуют устройством для залива насоса.

4. Чем обусловлено разделение питательного насоса на бустерный и основной? В каких случаях это делается?

Группа питательных насосов состоит из двух основных насосов подачей по 50 % и двух бустерных насосов, каждый из которых находится на одном валу с основным питательным насосом. Приводом основных насосов служат конденсационные паровые турбины мощностью по 17 0 МВт с давлением пара 1 18 МПа ( 12 кгс / см2), имеющие автономные конденсационные установки. Блок мощностью 800 МВт с одновальной турбиной имеет также два основных питательных насоса с турбоприводом по 15 МВт каждый.

Группа питательных насосов состоит из двух основных центробежных насосов с подачей по 870 т/ч и двух бустерных насосов, каждый из которых смонтирован на одном валу с основным питательным насосом.

Группа питательных насосов состоит из двух основных насосов подачей по 870 т / ч каждый и двух бустерных насосов ( для обеспечения подпора питательных насосов), каждый из которых смонтирован на одном валу с основным питательным насосом.

Каждая из двух групп питательных насосов состоит из бустерного и основного насосов ПД-3750-200 и ПТ-3750-100 с давлением в напорной линии 10 МПа. Приводом основного питательного насоса служит турбина ОК-12А Калужского турбинного завода. Бустерный насос включен через понижающий редуктор ( см. разд.

Производительность каждого пускореэервного насоса составляет примерно 50 % производительности основного. Привод основных питательных насосов у блоков 300 МВт и выше осуществляется от паровой турбины мощностью 12 5 МВт с частотой вращения 5000 - 6000 об / мин. На электростанциях с докритическими параметрами пара питательный агрегат обычно выполняется в виде одного насоса. При сверхкритических параметрах пара для бескавитационлой работы первой ступени насоса питательный агрегат составляется из предвключенного ( бустерного) и главного насосов, включенных последовательно. Привод этих насосов обычно раздельный. Так как бустерный насос может быть выполнен на частоту вращения 3000 об / мин и его мощность не превышает 500 кВт, он обычно снабжается электроприводом.

Каждая из двух групп питательных насосов состоит из бустерного и основного насосов ПД-3750-200 и ПТ-3750-100 с давлением в напорной линии 10 МПа. Приводом основного питательного насоса служит турбина ОК-12А Калужского турбинного завода. Бустерный насос включен через понижающий редуктор.

Цилиндр низкого давления выполнен двухпоточным. Турбоустановка имеет один основной питательный насос с турбинным приводом, работающим на отборе (давление 1 6 МПа и температура 450 С) с выхлопом за ЦСД, и один пускорезервный питательный насос 40%-ной производительности с электроприводом.

Питательная установка энергоблока включает две группы питательных насосов. Каждая из них состоит из бустерного и основного насосов ПД-3750-200 и ПТ-3750-75 с давлением воды 10 МПа. Приводом основного питательного насоса является турбина типа ОК-12А Калужского турбинного завода. Бустерный насос приводится этой же турбиной через понижающий редуктор.

Пар для технологических процессов в промышленности, а также по условиям его транспорта требуется обычно несколько перегретый. Так как паропреобразователь производит насыщенный пар, для его перегрева устанавливается пароперегреватель ПЕ, в котором используется теплота перегрева пара из отбора турбины. С дренажом из паропреобразователя вводится в регенеративную систему ТЭЦ большой поток теплоты. Чтобы несколько уменьшить его, улучшить использование регенеративных отборов пара и условия работы основных питательных насосов, устанавливается охладитель дренажа ОД.

Иногда делаются попытки чисто термодинамических оценок эффективности рассматриваемых установок без учета технических и физических ограничений на допустимые параметры оборудования и рабочих тел. С учетом больших удельных тепловых нагрузок поверхностей охлаждения камеры сгорания и МГД-генератора ( порядка нескольких мегаватт на квадратный метр) применение такого способа регенерации затруднено из-за ограниченных возможностей конструктивного выполнения охлаждающей системы при высоком давлении теплоносителя ( порядка 340 ата) или вероятности появления двухфазного состояния теплоносителя при его докритическом давлении. Тепло от такого промежуточного теплоносителя легко отвести питательной водой, поступающей из деаэратора через бустерный питательный насос, как показано на рис. 5.3. При этом происходит частичное или полное в ряде случаев вытеснение регенеративных подогревателей среднего давления. Иногда вытесняются также подогреватели высокого давления и даже часть поверхности экономайзера. Естественно, что в этом случае основной питательный насос располагается непосредственно за бустерным.

Условия работы питательных насосов исключительны тяжелы. Во всасывающий патрубок насоса поступает питательная вода из деаэратора, в котором она имеет температуру насыщения. Поэтому для бес кавитационной работы насоса необходим значительный подпор, который создают размещением деаэратора выше насоса. Это удорожает здание электростанции. Тем не менее такая мера часто оказывается недостаточной и приходится прибегать к установке предвключенных ( бустерных) насосов для создания гарантированного подпора на входе в основной питательный насос.

При увеличении мощности парогенераторов и ограниченных, как на АЭС, давлениях пара паросъем и, следовательно, подача питательных насосов увеличиваются. При этом квадратично возрастает сопротивление всасывающего трубопровода, поэтому уменьшается давление на входе в насос. Отсюда вытекает требование ограничения частоты вращения. Однако уменьшение частоты вращения при больших подачах вызывает увеличение сечений проточной полости, габаритов, массы и стоимости насоса, что неприемлемо из-за снижения экономичности. Выход из такого положения заключается в разделении полного давления; требующегося от питательной установки, на два насоса, включенных последовательно: бустерный ( пред-включенный) и основной. Оба насоса удобно приводить от одного электрического двигателя или паровой турбины. Основной питательный насос должен иметь высокую частоту вращения, поэтому он соединяется с двигателем непосредственно.

Бустерные насосы.

Бустерные насосные агрегаты предназначены для повышения напора в системах горячего и холодного водоснабжения домов и промышленных сооружений, в том числе высотных и расположенных на возвышенностях.

Насосные агрегаты типа АЭ, БА сконструированы на базе скважинных насосных агрегатов типа ЭЦВ, заключённых в металлический корпус. Эти насосы имеют значительно улучшенные, по сравнению с насосами ЭЦВ, виброакустические характеристики.

Насосы не требуют фундамента для установки. Рабочее положение насоса вертикальное, однако по заказу он может быть изготовлен в горизонтальном исполнении.

Бустерные насосы допускают работу при погружении в воду и при сухой установке.

Разрез бустерного насоса типа БА

Основные детали насоса: 1-входной патрубок, 2-корпус, 3-электронасосный агрегат типа ЭЦВ, 4- напорный патрубок.

Список использованной литературы

1. В.В. Жабо, В.В. Уваров, «Гидравлика и насосы», «Энергоатомиздат», 1984 г.

2. Б.Б. Некрасов, «Гидравлика, насосы и гидроприводы»

3. Л.А. Цибин, И.Ф. Шанаев, «Гидравлика и насосы»

Размещено на Allbest.ru


Подобные документы

  • Насосы-гидравлические машины, предназначенные для перемещения жидкостей. Технология монтажа центробежного насоса. Монтаж центробежного насоса. Принцип действия насоса. Монтаж горизонтальных насосов. Монтаж вертикальных насосов. Испытание насосов.

    реферат [250,5 K], добавлен 18.09.2008

  • Составление принципиальной схемы насосной установки. Гидравлический расчет трубопроводной системы. Потери напора в трубопроводах всасывания и нагнетания. Подбор марки насоса. Определение рабочей точки и параметров режима работы насосной установки.

    контрольная работа [876,4 K], добавлен 22.10.2013

  • Центробежные насосы и принцип их работы. Расчёт основных параметров и рабочего колеса центробежного насоса. Выбор прототипа проектируемого центробежного насоса. Принципы подбора типа электродвигателя. Особенности эксплуатации центробежного насоса.

    курсовая работа [859,3 K], добавлен 27.05.2013

  • Центробежные насосы и их применение. Основные элементы центробежного насоса. Назначение, устройство и техническая характеристика насосов. Капитальный ремонт центробежных насосов типа "НМ". Указания по дефектации деталей. Обточка рабочего колеса.

    курсовая работа [51,3 K], добавлен 26.06.2011

  • Классификация центробежных насосов, скорость жидкости в рабочем колесе. Расчет центробежного насоса: выбор диаметра трубопровода, определение потерь напора во всасывающей и нагнетательной линии, полезной мощности и мощности, потребляемой двигателем.

    курсовая работа [120,8 K], добавлен 24.11.2009

  • Насосы и насосное оборудование. Наиболее распространенные типы центробежных насосов. Определяющие технические параметры насоса. Номинальные величины коэффициента полезного действия. Изменение числа оборотов привода. Оптимальный коэффициент диффузорности.

    курсовая работа [697,8 K], добавлен 27.06.2011

  • Определение величины потребного напора для заданной подачи. Паспортная характеристика центробежного насоса. Построение совмещенной характеристики насосов и трубопровода. Определение рабочей точки. Регулирование режима работы для увеличения подачи.

    курсовая работа [352,3 K], добавлен 14.11.2013

Работы в архивах красиво оформлены согласно требованиям ВУЗов и содержат рисунки, диаграммы, формулы и т.д.
PPT, PPTX и PDF-файлы представлены только в архивах.
Рекомендуем скачать работу.