УНИВЕРЗИТЕТ БАКУ ИНGЕНЕРСКИ ФАКУЛТЕТ ЗА ИНINEЕНЕРСКИ ФЛОРЕСКУ ХИДРАУЛИЧКИ МАШИНИ БЕЛЕШКИ ЗА КУРС
УНИВЕРЗИТЕТ БАКАУ ИНGЕНЕРСКИ ФАКУЛТЕТ ИЛИСКИ ФЛОРЕСКУ ХИДРАУЛИЧНИ МАШИНИ БЕЛЕШКИ ЗА КУРСИ ЗА УПОТРЕБА НА УЧЕНИЦИ Издавачка куќа АЛМА МАТЕР Бакау 007
Шемата извршена под наредба бр. УНИВЕРЗИТЕТ БАЦУ Ул. Спиру Харет бр. 9 УНИВЕРЗИТЕТ Бакау Баку Објавено во 007 година
β коефициент на компресија на изотерма (модул на компресибилност) Γ векторска циркулација на брзината; интензитет на вител специфична тежина апсолутна грубост δ карактеристична должина; дебелина на граничниот слој; дебелината на филмот за лубрикант; дебелината на ламинарната подлога; дебелина (wallид); δ l дебелина на ламинарната подлога (филм) ε модул на еластичност (флуиди); коефициент на турбулентен вискозитет (Boussinesq) ζ коефициент на локален отпор η динамичен вискозитет; ефикасност η h хидраулична ефикасност η v волуметриска ефикасност η m механичка ефикасност θ брзина на волуметриска деформација λ Дарисов коефициент; коефициент на линеарни загуби на оптоварување ν кинематички вискозитет π критериум производ ρ густина σ површинска напнатост на течноста τ тангенцијална компонента на единичен напон τ тангенцијален напон τ (ν, β) тангентна оска наспроти триедрон на Френет τ 0 тангенцијален напон на wallидот potential потенцијал за брзина (z рамнина); ψ тековна функција (рамнина z) ω (ω x, ω y, ω z) вектор на вител ω аголна брзина
СОДРИНА Поглавје. Вовед. Генерал Приноси на хидропневматски машини. 3.класификација на хидраулични и пневматски машини. 4 Поглавје. Хидраулични турбини. 6 Поглавје 3. Турбопумпи. 0 3 . Класификација на турбо-пумпи. 0 3 . Инсталации за пумпање. 3.3. Кинематика на движење во роторот на турбо-пумпа. 4 3.4. Односот на Бернули со релативното движење на роторите на турбомашините. 5 3.5. Примена на теоремите на импулс и кинетички момент во релативното движење на роторите на турбомашината. 7 3.6. Размена на енергија во роторот. 9 3.7. Равенката турбопум. 30 3.8. Влијанието на аголот на излезот на сечилото. 3 3.9. Карактеристични кривини на турбо пумпи. 3 3.0 Карактеристично H (Q) на турбо-пумпа. 33 3 . Кавитација на турбомашини и одредување на висината на вшмукување. 36 3 . Одредување на висината на вшмукување на центрифугалната пумпа. 39 3.3. Сличноста на турбо-пумпите. 40 3.4. Прилагодување на турбо-пумпа. 43 Поглавје 4. Фанови. 44 4 . Класификација на навивачи. 44 4 . Равенката на енергијата применета на вентилаторите. 44 4.3. Центрифугални вентилатори. 45 Поглавје 5. Машини за волумен. 46 5 . Општости. 46 5 . Клипни пумпи. 47 5.3. Аксијални клипни машини. 48
Хидраулични машини 47 каде V е волуменот на агрегатната просторија, z е бројот на пополнети и празни простории со ротација на вратило и n е брзината на вратилото. Вистинскиот проток се разликува од идеалниот, поради протекување. Во споредба со турбо пумпите, клипните пумпи имаат голем број на предности, меѓу кои споменуваме: - тие теоретски можат да обезбедат притисок на празнење, без оглед колку е висок; - притисокот на празнење не зависи од брзината на клипот; - имаат висока хидраулична ефикасност, заради малите хидраулични дисипации. Недостатоците на овие пумпи се состојат во: - тие имаат ограничен проток поради начинот на движење на клипот, што не дозволува постигнување на големи брзини; - се покомплицирани од конструктивна гледна точка; - нивниот проток е пулсирачки. 5 . Клипни пумпи Овие типови пумпи можат да се класифицираат на следниов начин:) според бројот на активни потези при двоен удар на клипот: - пумпи со едно дејство (со едно активно лице на клипот), слика 5; Сл. 5 . Пумпа со едно дејство - пумпи со двојно дејство (со двете страни на клипот активни), слика 5; Сл. 5 . Пумпа со двојно дејство) според видот на конструкцијата: - едноцилиндрични пумпи (симплекс) - двоцилиндрични пумпи паралелно (дуплекс) - трицилиндрични пумпи паралелно (тројно)
Хидраулични машини 49 За клипот со дијаметар D и основниот пресек на волуменот е: d = sdx = sd RR cos ϕ sin ϕ = sr sinα sin ϕd V p [()] ϕ и вкупниот проток, за брзина n (гниење/s), е: πd s =, варијација 4 π Q = Vp zn = srsinα zn sin ϕd ϕ = πd R z nsinα (5.) 0 Анализирајќи ги двата односи, откриваме дека за одредена машина каде знаеме D, R, z, n = Ct, брзината на проток постигната со клип варира синусоидално со аголот ϕ, слика 5.4, помеѓу две граници Q min и Q max. Q Q max Q med Q min t Сл. 5.4. Проток на аксијална клипна пумпа За да се процени униформноста на протокот на пумпата, пресметајте го коефициентот на пулсација: Qmax Qmin δ = (5.3) Q каде Q претставува просечен проток. 5.4. Радијални клипни машини Овие типови машини користат неколку радијални клипови, монтирани во заеднички ротор, слика 5.5. Сл. 5.5. Радијална клипна пумпа. ротор;. клипови; 3. статор; 4. дијафрагмата.
Хидраулични машини 59 Сл. 5 . Хидростатички трансформатор на притисок Од релацијата F = ηf притисок p и односот на множење m се определуваат: (pp) + (D ηδ) ηd p 0 spp = Ds δ (5.) p ηd p p0 ηδ = = δ + Ds mp Ds p Ds δ (5.3) За да се изврши напред, примарните и секундарните приклучоци мора да бидат во позиција 5 и 6. На крајот од ударот, Pp го удира стоп со туркање на точките 4,5,6,7 на позициите 4, 5,6,7 и приклучоците автоматски се извртуваат за 90 o, така што циклусот се свртува надесно. Слично на тоа, p и m се добиваат за одење надесно: ηdp (p p0) + (Ds ηδ) pp = p + D δ sp ηd = pp 0 δ p = + 0 m η p Ds p Ds p Примена: На p 0 = at, p = 5at, D p = m, D s = 0,5 m, δ = 0, m и η = 0,9, резултати: p = 8,6 at и p = 8,6 at. 5.0.4. Фиоки и сервомотори како хидростатски трансформатори на силата Трансформаторот за хидростатички сили се состои од примарни и секундарни, а маслото или водата може да се користат како работна течност. Хидрауличните, волуметриските или механичките загуби се изразени со вкупната ефикасност η, а силата од секундарниот F може да се помножи со која било вредност во споредба со F на примарната. Инверзен проблем, да се намали силата F
6 хидраулични машини f 40kgf. Запишувањето на моментот на силите во однос на спојот 0, резултира во однос на f, d, p, со оглед на механичката ефикасност на примарната m = 0, 95: π fbη m = d pa 4 4 fbηm од каде: p = πd a Силата на секундарната F и односот на множење m ги има изразите: π 4 fbηm π D b F = D pηm ηh = D ηm ηh = fη 5,3) 4 πd a 4 da и односот на множење е: FD bm = = η (5,3) fda каде η m е механичка ефикасност на големиот клип и вкупната ефикасност η = ηm ηm ηh 0, 86. Забележано е дека множењето на силата се зголемува со зголемувањето на односите D/d и b/a. Познавањето на брзината на примарниот клип v f и количините D, d, b, a, може да се одреди брзината v D на клипот со дијаметар D, изедначувајќи ја моќноста од примарната со таа од секундарната, земајќи ја предвид вкупната ефикасност η: в) Сл. 5.3. Хидраулични преси а) рачна хидраулична преса; б) хидрауличен приклучок; в) хидрофор
64 Хидраулични машини Под одредени локални услови, хидрауличните трансформатори се поекономични од пумпите (за 0 години не се толку економични како електро или моторните пумпи. 5. Едноставен турботрансформатор Идејата и првите достигнувања на хидрометарските пумпни турбрансформатори се припишуваат на проф. Лавацек Ф [3], кој ги тестираше моделите наведени на Слика 5.4, б, в. Така режимот (од Слика 5.4, б) се состои од дијагонален ротор на турбината и дијагонален ротор на пумпата. внесувањето е направено од 3, што го дистрибуира протокот Q t низ турбината и протокот Q p Qi, разликата тече над 5.
66 Хидраулични машини Сл. 5,7 а) трансформатор со голема моќност б) трансформатор на сијалицата Трансформаторот на сијалицата се состои од ротор од типот Каплан, постстаторот со сечила, правосмукалката 3, уредот за управување што може да се прилагоди 4, заглавието 5 и планетарниот мултипликатор на брзината 6 во секундарна, со сооднос i = 4 и лежиште 4. Секундарната се состои од лежиште 3, со радијални крилја 7, пумпа 8, правосмукалка 9 и конусна решетка 0. Сијалицата ги содржи сите внатрешни уреди и има хидродинамичка форма на трупот, поддржана од крилја радијално на надворешното куќиште 5. 5 . Инјектори и исфрлувачи Овие хидраулични трансформатори се уреди кои служат за пумпање, кога течноста во примарната и секундарната е вода и за водоснабдување на котлите, во тој случај се воведува пареа во примарните и секундарните резултати вода при нивен висок притисок. Ејекторите се користат само со вода или со вода и гас, како вакуумски пумпи и како термички компресори. 5. Хидрауличен инјектор и хидропневматски инјектор. За употреба на инјекторот, потребна е природна хидраулична енергија, датум на примарен пад h, кој има брзина на проток Q m 3/s. Наједноставната шема (слика 5.8,
Хидраулични машини 67 а) се состои од три падови: ж - примарен, обезбеден од резервоарот Р; h 3 - секундарно, од резервоарот R 3; h - висината помеѓу долниот резервоар R и оската на инјекторот. За пресметка користиме неколку равенки од хидраулика и хидроенергија, земајќи ги предвид нотациите на слика 5.8, а.Во резервоарите, брзината C 0 е мала, соодветната кинетичка енергија c може да се занемари 0 = 0. Примена на равенката на Бернули помеѓу различни точки g резултат на карактеристики на проток: p0 pc + h = + + hr γ γ g p0 h γ p0 + h γ 3 pc = + + γ g 3 p3 c = + + γ ghrhr 3 (5,35) Сл. 5.8. Инјектори и исфрлувачи а) инјектор за вода; б) исфрлувач на вода; в) хидропневматски исфрлувач Применувајќи ја равенката на континуитет при дренажа низ дупки со s и s и цевки со d, d, d 3 се добиваат односите: Q = sc Q = sc Q = π dv 4 π π Q = dv Q3 = d3 v3 Q 3 = Q + Q (5.36) 4 4 Енергетскиот биланс доведува до релација: Q hh = Q h + h + Q h + h (5.37) () () () rr 3 3 r3 Загубите на оптоварување ги имаат следниве изрази:
70 Хидраулични машини Сл. 5.9. Ејектори а), б) - исфрлувачи на пареа; в) - термокомпресор d E G 0,00+ 58 γ = (h + h) 4 d () d 3 = 3 5.5. Ејекторот за пареа што се користи како термокомпресор (слика 5.9, в). Општо, притисокот на пареата потребен за централно греење не одговара на притисокот на излезот на парните турбини во ЦЕХ. Кога p t p p, напојувањето на мрежата за централно греење може да се изврши само со термокомпресор засилувач на притисок. Во првиот случај, на дијаграмот 5.9, в, свежата пареа со параметрите p (at), i (kcal/kgf) и G (kgf/s) влегува низ цевката d и млазницата d a. Пареата од излезот со параметрите pp, ip, G p е воведен странично во миксерот, а на секундарниот, на излезот од дифузорот d 3, се добива пареата со параметрите потребни за загревање на ptit, Gt. Забележувајќи со e - коефициент на исфрлање, k коефициент на разлики во енталпија и со i ap - енталпија на вода неопходна за навлажнување на пареа, добиваме економија на проток на пареа Q: каде: Q = ε ip + ke iii ap ap k 00% Q p it ip ε =; k = = 0,30 0, 70 ii Q t Кога pt H се воведува преку E - A - B, аспирацијата на протокот Q со H се прави на D и празнењето на протокот Q 3 = Q + Q до H 3 cv, температурата паѓа T 3 - T 6 η, па затоа мониторот за отчукувањата на срцето е поекономичен во споредба со експлозивниот мотор. '
74 Хидраулични машини 5.4. Турботрансформатори Во споредба со турбо полначите, турбо трансформаторите пренесуваат вртежен момент во одредени граници, во зависност од отпорноста на вратилото на турбината. Конструктивно, турбрансформаторите покажуваат помеѓу роторот на пумпата и роторот на турбината управувачки апарат, исто така наречен реактор, слика 5. 5. Турботрансформатор Во насока на проток на флуид, управувачката единица може да се наоѓа на влезот на турбината или на влезот до роторот на пумпата, хидраулички еквивалентни раствори. Степенот на трансформација на моментот се карактеризира со коефициент на трансформација K: M t K = (5.) M p што се нарекува и динамичен однос на пренос. Може да дефинираме и кинематички преносен однос: n p ω p i = = (5,3) nt ωt дефиниран со односот на брзините или аголните брзини. Земајќи ги предвид двата коефициенти на пренос, ефикасноста на хидродинамичкиот трансформатор може да се одреди со врската: Pt M tωt K η = = = (5.4) Pp M pω pi Турбо-трансформаторите се реверзибилни машини, но ако се во турбо-спојки, поради симетрија обратен пренос на моментот може да се постигне без тешкотии, кај турбо-трансформаторите има големи потешкотии поради профилирањето на сечилата, како за роторите, така и за реакторот.