УНИВЕРСИТЕТ В БАЧУ ИНЖЕНЕРСКИ ФАКУЛТЕТ ИУЛИАНСКИ ФЛОРЕСКУ ХИДРАВЛИЧНИ МАШИНИ КУРС ЗАБЕЛЕЖКИ

УНИВЕРСИТЕТ В БАЧУ ИНЖЕНЕРСКИ ФАКУЛТЕТ ИУЛИАНСКИ ФЛОРЕСКУ ХИДРАВЛИЧНИ МАШИНИ КУРС ЗАБЕЛЕЖКИ ЗА ИЗПОЛЗВАНЕ НА СТУДЕНТИ Издателство АЛМА МАТЕР Бакьоу 007

факултет

Моделът, изпълнен под номер на поръчка УНИВЕРСИТЕТ В БАЦУ Спиру Харет бр. 9 Bacău BACĂU UNIVERSITY Публикувано в 007

β изотермичен коефициент на свиваемост (модул на свиваемост) Γ циркулация на скоростта на вектора; интензивност на вихъра γ специфично тегло абсолютна грапавост δ характерна дължина; дебелина на граничния слой; дебелината на смазочния филм; дебелината на ламинарния субстрат; дебелина (стена); δ l дебелина на ламинарния субстрат (филм) ε модул на еластичност (течности); турбулентен коефициент на вискозитет (Boussinesq) ζ локален коефициент на съпротивление η динамичен вискозитет; ефективност η h хидравлична ефективност η v обемна ефективност η m механична ефективност θ скорост на обемна деформация λ коефициент на Дарси; коефициент на линейни загуби на натоварване ν кинематичен вискозитет π критерий продукт ρ плътност σ повърхностно напрежение на течността τ тангенциален компонент на единичното напрежение τ тангенциално напрежение τ (ν, β) оста на допирателната спрямо триедъра на Френе τ 0 тангенциално напрежение на стената potential потенциал на скоростта (z равнина); ψ текуща функция (равнина z) ω (ω x, ω y, ω z) вихрен вектор ω ъглова скорост

СЪДЪРЖАНИЕ Глава. Въведение. Общ. Добив на хидропневматични машини. 3. класификация на хидравлични и пневматични машини. 4 Глава. Хидравлични турбини. 6 Глава 3. Турбопомпи. 0 3 . Класификация на турбопомпите. 0 3 . Помпени инсталации. 3.3. Кинематика на движението в ротора на турбопомпа. 4 3.4. Отношението на Бернули към относителното движение на роторите на турбомашините. 5 3.5. Приложение на теоремите за импулса и кинетичния момент при относителното движение на роторите на турбомашината. 3.6. Обмен на енергия в ротора. 3.7. Уравнението на турбопомпата. 30 3.8. Влиянието на ъгъла на излизане на острието. 3 3.9. Характерни криви на турбопомпите. 3 3.0. Характеристика H (Q) на турбопомпа. 33 3 . Кавитация на турбомашини и определяне на височината на засмукване. 36 3 . Определяне на височината на засмукване на центробежна помпа. 39 3.3. Приликата на турбопомпите. 3.4. Настройка на турбопомпата. 43 Глава 4. Фенове. 44 4 . Класификация на феновете. 44 4 . Уравнението на енергията, приложено към вентилаторите. 44 4.3. Центробежни фенове. 45 Глава 5. Машини за обем. 46 5 . Общи положения. 46 5 . Бутални помпи. 47 5.3. Аксиални бутални машини. 48

Хидравлични машини 47, където V е обемът на комбинираното помещение, z е броят на помещенията, запълнени и изпразнени при въртене на вала и n е скоростта на вала. Действителният поток се различава от идеалния, поради течове. В сравнение с турбопомпите, буталните помпи имат редица предимства, сред които споменаваме: - те теоретично могат да осигурят налягане на изпускане, независимо колко високо; - налягането на изпускане не зависи от скоростта на буталото; - имат висока хидравлична ефективност поради малките хидравлични разсейвания. Недостатъците на тези помпи се състоят в: - те имат ограничен поток поради начина на движение на буталото, което не позволява постигането на високи скорости; - са по-сложни от конструктивна гледна точка; - потокът им е пулсиращ. 5 . Бутални помпи Тези видове помпи могат да бъдат класифицирани, както следва:) по броя на активните ходове при двоен ход на буталото: - помпи с едно действие (с една активна повърхност на буталото), фигура 5; Фиг. 5 . Еднодействаща помпа - двойнодействащи помпи (с активни двете страни на буталото), фигура 5; Фиг. 5 . Двойнодействаща помпа) по тип конструкция: - едноцилиндрови помпи (симплекс) - паралелни двуцилиндрови помпи (дуплекс) - паралелни трицилиндрови помпи (триплекс)

Хидравлични машини 49 За бутало с диаметър D и елементарно напречно сечение на обема е: d = sdx = sd RR cos ϕ sin ϕ = sr sinα sin ϕd V p [()] ϕ и общият поток за скорост n (гниене/s), е: πd s =, вариация 4 π Q = Vp zn = srsinα zn sin ϕd ϕ = πd R z nsinα (5.) 0 Анализирайки двете отношения, откриваме, че за определена машина, където познаваме D, R, z, n = Ct, дебитът, постигнат от бутало, варира синусоидално с ъгъла ϕ, фигура 5.4, между две граници Q min и Q max. Q Q max Q med Q min t Фиг. 5.4. Поток на аксиална бутална помпа За да се оцени равномерността на потока на помпата, се изчислява коефициентът на пулсация: Qmax Qmin δ = (5.3) Q, където Q представлява средния поток. 5.4. Машини с радиални бутала Тези видове машини използват няколко радиални бутала, монтирани в общ ротор, фигура 5.5. Фиг. 5.5. Радиална бутална помпа. ротор;. бутала; 3. статор; 4. диафрагма.

Хидравлични машини 59 Фиг. 5 . Трансформатор за хидростатично налягане От съотношението F = ηf се определят налягането p и коефициентът на умножение m: (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 придвижат напред, първичният и вторичният щепсел трябва да са съответно в позиции 5 и 6. В края на хода Pp удря спирката, като натиска точки 4,5,6,7 до позиции 4, 5,6,7 и щепселите се усукват автоматично с 90 o, така че цикълът да се обърне надясно. По същия начин се получават p и m за преминаване вдясно: ηdp (p p0) + (Ds ηδ) pp = p + D δ sp ηd = pp 0 δ p = + 0 m η p Ds p Ds p Приложение: При p 0 = при, 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. Чекмеджета и сервомотори като хидростатични силови трансформатори Хидростатичният силов трансформатор се състои от първични и вторични, като масло или вода могат да се използват като работна течност. Хидравличните, обемните или механичните загуби се изразяват чрез общата ефективност η и силата от вторичния F може да се умножи при всяка стойност в сравнение с F при първичната. Обратният проблем, за намаляване на силата F

6 хидравлични машини f 40kgf. Записвайки момента на силите по отношение на съединението 0, се получава съотношение между f, d, p, като се има предвид механичната ефективност на първичнатаη m = 0, 95: π fbη m = d pa 4 4 fbηm от където: p = πd a Силата при вторичната F и коефициентът на умножение m имат изразите: π 4 fbηm π D b F = D pηm ηh = D ηm ηh = fη 5.3) 4 πd a 4 da и коефициентът на умножение е: FD bm = = η (5.3) fda където η m е механичната ефективност на голямото бутало и общата ефективност η = ηm ηm ηh 0, 86. Забелязва се, че умножението на силата се увеличава с увеличаване на съотношенията D/d и b/a. Познавайки скоростта на първичното бутало v f и величините D, d, b, a, може да се определи скоростта v D на буталото с диаметър D, като се изравнява мощността от първичната с тази от вторичната, като се вземе предвид общата ефективност η: c) Фиг. 5.3. Хидравлични преси а) ръчна хидравлична преса; б) хидравличен крик; в) хидрофор

64 Хидравлични машини При определени местни условия хидравличните трансформатори са по-икономични от помпите (T r 0 години те не са толкова икономични като електро или моторни помпи. 5. Прост турботрансформатор Идеята и първите постижения на турботрансформаторите на хидравличната помпа се приписват на проф. Лавачек F [3], който тества моделите, скицирани на фигура 5.4, б, в. По този начин режимът (от фиг. 5.4, б) се състои от диагонален ротор на турбина и ротор на диагонална помпа. приемът се извършва от 3, което разпределя потока Q t през турбината и потока Q p Qi, разликата протича над 5.

66 Хидравлични машини Фиг. 5.7 а) трансформатор с висока мощност б) трансформатор с крушка Трансформаторът с крушка има първичното, състоящо се от ротор тип Kaplan, постстатора с лопатки, прахосмукачката 3, регулируемото кормилно устройство 4, хедера 5 и планетарния умножител на скоростта 6 от основната скорост на n до n = във вторичния, със съотношение i = 4 и лагер 4. Вторичният се състои от лагер 3, с радиални крила 7, помпа 8, прахосмукачка 9 и конична решетка 0. Крушката обхваща всички вътрешни устройства и има хидродинамична форма на фюзелажа, поддържана от крила радиални на външния корпус 5. 5 . Инжектори и ежектори Тези хидравлични трансформатори са устройства, които служат за изпомпване, когато течността в първичната и вторичната е вода и за подаване на вода към котлите, като в този случай пара се вкарва в първичните и вторичните резултати вода при високото им налягане. Ежекторите се използват само с вода или с вода и газ, като вакуумни помпи и като термокомпресори. 5. Хидравличен инжектор и хидропневматичен инжектор. За да се използва инжектор, е необходима естествена хидравлична енергия, датата на първичния спад h, който има дебит Q m 3/s. Най-простата схема (фиг. 5.8,

Хидравлични машини 67 а) се състои от три падания: h - първичен, осигурен от резервоара R; h 3 - вторичен, от резервоара R 3; h - височината между долния резервоар R и оста на инжектора. За изчислението използваме няколко уравнения от хидравликата и хидроенергията, като се вземат предвид обозначенията на фигура 5.8, а. В резервоари, скоростта C 0 е ниска, съответната кинетична енергия c може да бъде пренебрегната 0 = 0. Прилагане на уравнението на Бернули Резултат от характеристиките на потока g: 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) Фиг. 5.8. Инжектори и ежектори a) инжектор за вода; б) воден ежектор; в) хидропневматичен ежектор Прилагане на уравнението за непрекъснатост към дренаж през отвори с s и s и тръби с d, d, d 3 се получават съотношенията: Q = sc Q = sc Q = π dv 4 π π Q = dv Q3 = d3 v3 Q 3 = Q + Q (5.36) 4 4 Енергийният баланс води до връзката: Q hh = Q h + h + Q h + h (5.37) () () () rr 3 3 r3 Загубите на натоварване имат следните изрази:

70 Хидравлични машини Фиг. 5.9. Ежектори а), б) - пароежектори; в) - термокомпресор d E G 0,00+ 58 γ = (h + h) 4 d () d 3 = 3 5.5. Изхвърлячът на пара, използван като термокомпресор (фиг. 5.9, в). По принцип налягането на парата, необходимо за централно отопление, не съответства на изходното налягане на парните турбини в когенерацията. Когато p t p p, захранването на топлофикационната мрежа може да се извърши само чрез усилвател на налягане термокомпресор. В първия случай, на диаграма 5.9, в, прясната пара с параметри p (at), i (kcal/kgf) и G (kgf/s) навлиза през тръбата d и дюзата d a. Изходящата пара с параметрите pp, ip, G p се въвежда странично към смесителя, а на вторичния, на изхода на дифузора d 3, се получава парата с параметрите, необходими за нагряването на ptit, Gt. Отбелязвайки с e - коефициентът на изтласкване, k коефициентът на енталпийни разлики и с i ap - енталпията на водата, необходима за овлажняване с пара, получаваме икономия на пара на потока Q: където: Q = ε ip + ke iii ap ap k 00% Q p ip ε =; k = = 0,30 0, 70 ii Q t Когато pt H се въведе през E - A - B, аспирацията на потока Q с H се извършва при D и изпускането на потока Q 3 = Q + Q до H 3 cv, температурата спада T 3 - T 6 η, така че пулсомерът е по-икономичен в сравнение с експлозивния двигател. '

74 Хидравлични машини 5.4. Турботрансформатори В сравнение с турбокомпресорите, турботрансформаторите предават въртящ момент в определени граници, в зависимост от съпротивлението на вала на турбината. Конструктивно турботрансформаторите показват между ротора на помпата и ротора на турбината кормилен апарат, наричан още реактор, фигура 5. 5. Турботрансформатор По посока на потока на течността кормилното устройство може да бъде разположено на входа на турбината или на входа на ротора на помпата, хидравлично еквивалентни решения. Степента на трансформация на момента се характеризира с коефициент на трансформация K: M t K = (5.) M p, който се нарича още динамично съотношение на предаване. Можем да определим и кинематично съотношение на предаване: n p ω p i = = (5.3) nt ωt, дефинирано от съотношението на скоростите или ъгловите скорости. Като се вземат предвид двете съотношения на предаване, ефективността на хидродинамичния трансформатор може да се определи от съотношението: Pt M tωt K η = = = (5.4) Pp M pω pi Турботрансформаторите са обратими машини, но ако са в турбо съединители, поради симетрия обратното предаване на момента може да се постигне без затруднения, при турботрансформаторите се срещат големи трудности поради профилирането на лопатките, както за роторите, така и за реактора.