книги / Насосы и вентиляторы
..pdfоболочки (например, резинового баллона). В первый момент напол
нения противодавление оболочки будет небольшим, а подача вен
тилятора значительной. Постепенно оболочка будет наполняться, растягиваться, а подача ввиду упругости стенок оболочки и увели
чения противодавления — уменьшаться. Затем, если характеристи
ка вентилятора имеет седловину, часть воздуха из оболочки будет
сброшена через вентилятор обратно. После этого вентилятор опять
начнет накачивать воздух в оболочку до нового сброса.
Если в первом квадранте на характеристике вентилятора име
ются точки с давлением большим, чем на гребне выгиба, то скачки
подачи происходят без изменения направления движения (рис. IV.32, кривые а—г).
При непрерывно падающей характеристике вентилятора наиболь шее давление его соответствует нулевой подаче. В связи с этим при меньшем, чем подача вентилятора, расходе жидкости через сеть уве
личение противодавления будет соответствовать непрерывному уменьшению подачи до нулевой, после чего подача воздуха в бал
лон прекратится. |
Помпаж можно |
наблюдать при |
работе |
насоса |
(с седлообразной |
характеристикой), |
накачивающего |
воду |
в вер |
тикальный трубопровод. После достижения определенного уровня
воды, соответствующего наибольшему давлению насоса по харак
теристике, произойдет сброс части воды обратно через насос (при отсутствии обратного клапана), затем накачивание начинается снова и т. д.
Чтобы обеспечить устойчивость работы нагнетателей и предот
вратить помпаж, стремятся конструировать насосы и турбокомпрес
соры таким образом, чтобы характеристика их была непрерывно
падающей. Для вентиляторов в большинстве случаев соблюдать
указанные условия нет необходимости.
Глава V
ПОДБОР НАГНЕТАТЕЛЕЙ И ДВИГАТЕЛЕЙ К НИМ
V.I. Подбор нагнетателей
Исходными для подбора нагнетателей являются полученные из
расчета сети величины L и /?, а также соображения конструктивно го и эксплуатационного характера. Но всегда необходимо стремить ся к выбору такого нагнетателя, который будет работать наиболее
экономично, т. е. при наибольшем КПД.
Перед выбором нагнетателя, рассчитывая на его наиболее удоб
ное непосредственное соединение с электродвигателем, весьма по лезно -подсчитать значение удельной быстроходности для относи тельной скорости со в 75, 100, 150, 300 с~1 (п в 720, 960, 1450,
2900 об/мин) по |
формулам: |
|
|
|
г * Ll/2co |
вентиляторов |
и |
/гу = 54— для |
|||
|
ns = 3, 5-10~в |
и т. д. для |
насосов, |
где L — в м3/с, |
|
Р и |
|
р — в Па и © — в с“ х. |
|
Если лу>100, то выгоден осевой вентилятор, если же пу<100, то предпочтительнее радиальный. Можно сообразоваться и со зна
чением рутак как при р> 300 Па одноступенчатые обычные осевые
вентиляторы должны работать при больших окружных скоростях со значительным шумом. Ввиду этого приходится выбирать венти лятор из числа радиальных, имеющих больший коэффициент дав ления. При малых давлениях предпочтение можно отдавать осевым вентиляторам, как упоминалось, благодаря удобству их реверси
рования и регулировки поворотом лопастей, и вследствие меньшей зависимости их мощности от изменения производительности.
После определения типа вентилятора следует выбрать наиболее
подходящую серию из числа выпускаемых промышленностью. При
выборе центробежных (радиальных) нагнетателей можно восполь зоваться значением подсчитанной удельной быстроходности — она
входит в наименование серии. Здесь определяющим также явля
ется расчетное давление, так как для каждой серии лопастных на
гнетателей в зависимости от конструкции рабочего колеса завод-из
готовитель лимитирует по соображениям прочности окружную скорость, а значит, и давление.
Очень важным для оценки серии, как уже упоминалось, явля ется значение максимального КПД, которое должно быть как можно
большим.
При перемещении загрязненных твердыми примесями жидко
стей приходится, однако, использовать пылевые вентиляторы или,
например, фекальные насосы, имеющие пониженный КПД, но спе циальную конструкцию. Для удаления агрессивных и взрывоопас ных газов выбирают вентиляторы только специальной защищенной
конструкции.
Когда выбрана и серия, то остается выбрать размер нагнетателя
(номер) и на его характеристике по точке пересечения координат
заданных L и р определить соответствующие N и г). Здесь определяю
щими должны быть наибольший т], а если желательно вентилятор
непосредственно соединить с электродвигателем — его стандартная со. Поэтому сравнивают г| и со для нескольких номеров и выбирают
оптимальный вариант (для некоторых видов универсальных харак
теристик номер определяется однозначно).
Когда подбор закончен, полезно, а иногда и необходимо (на
пример, при совместном использовании) выяснить все промежуточ
ные и конечные режимы работы нагнетателя при нулевой и макси
мальной производительности. Для этого можно использовать для
вентиляторов предложенные автором в ЦАГИ еще в 1933 г. и опи санные выше полные универсальные характеристики.
Что касается иногда наносимых на характеристики кривых мощ ности, то они только их загромождают. Подсчитать необходимую мощность (без запаса) можно по формуле N = L p /(l000 т]), где N по лучают в кВт, если L выражено в м3/с и р — в Па.
При подборе многих типов нагнетателей приходится пользовать ся не характеристиками, а таблицами опытных данных. Это в пер
вую очередь относится к насосам. Обычно в таблицах для насосов
данного типа и размера при нескольких значениях давлений ука
зывают соответствующую производительность, частоту вращения и
иногда мощность или КПД.
V.2. Определение установочной мощности двигателя
Мощность двигателя, соединенного с лопастным нагнетателем,
полезно передается перемещаемой жидкости, а также частично рас ходуется на преодоление потерь внутри (гидравлических и на пере текание через зазор). Кроме того, мощность расходуется на трение
дисков колеса о жидкость (нулевая мощность) и на преодоление механических потерь (трение в подшипниках, приводе).
Полезную мощность лопастного нагнетателя, как известно, оп
ределяют по формуле Nn0Jl=L p/ 1000т), где L — подача, м3/с; р —
давление, Па; N — мощность, кВт.
Гидравлическая мощность, т. е. мощность, передаваемая жид кости и в силу несовершенства процесса частично расходуемая на гидравлические потери NnoT и на перетекание жидкости через зазор
внутри нагнетателя N3a3: Nh= N n0Jl+ N n0T+ N 3a3.
Мощность на колесе нагнетателя, т. е. без учета механических
потерь, будет больше вследствие трения дисков колеса о жидкость
(нулевой мощности — N0) и составит N = N h+ N о = |0 Щ •
Именно эту мощность принимают при подборе нагнетателей по
характеристикам.
В зависимости от способа соединения нагнетателя с двигателя ми должны быть учтены дополнительные потери мощности. Мощность
на валу нагнетателя, т. е. с учетом потерь ее на трение в подшипни
ках: NB= L p/ (1000 г|Т]п), где т)п — 0,96...0,97 в зависимости от типа, числа и состояния подшипников.
Мощность на валу двигателя, определяемая с учетом потерь в передаче от нагнетателя к двигателю (в редукторе), выразится фор мулой
N= ___LE___
рlOOOîpbV
где для клиноременной передачи т]р=0,90...0,95.
Для передачи иного типа (фрикционных, зубчатых и др.) зна чения принимают по соответствующим справочникам.
Если нагнетатель соединен с двигателем на одном валу (см.
рис. V I.39, U 2), то т)п= 1 ; т)р= 1.
Если вал нагнетателя |
соединен с валом двигателя с помощью |
соединительной муфты (на |
одной оси, см. рис. V I.39, 3, 4> 5), то |
при г|р=1 получим Vp=Lp/(1000 г]г|п). |
В действительности при работе нагнетателя в сети фактическая мощность может отличаться от расчетной из-за неточности расчетов, отступлений от проекта при монтаже, несоответствия оборудования,
негерметичности и многих других причин.
Ввиду практической сложности и нецелесообразности учитывать
все эти влияния порознь, рекомендуется принимать расчетную мощ ность с запасом
N = ___ _____ k
3 ЮООпЛпЛр ’
где k — коэффициент запаса мощности, учитывающий не выявлен
ные расчетом факторы. Этот запас исключает необходимость в запа
сах для L и /?, полученных из расчета сети.
Вследствие того что мощность центробежных (радиальных) на
гнетателей с лопастями, загнутыми вперед, существенно |
меняется |
с изменением подачи, для них рекомендуется принимать |
£ =1,1 ... |
...1,15. Для центробежных (радиальных) нагнетателей с лопастями,
загнутыми назад, а также для осевых нагнетателей, мощность кото
рых меньше меняется |
при изменении подачи, следует принимать |
£=1,05...1,1. |
|
После определения |
расчетной мощности подбирают соответст |
вующие но типу двигатели, у которых установочная мощность на
валу (номинальная) должна быть ближайшей большей в сравнении
с подсчитанной.
Иногда рекомендуется при определении установочной мощности
электродвигателей принимать дополнительный запас в зависимости от ее абсолютных значений. Но такой запас может быть оправдан только для двигателей мощностью до 0,5 кВт.
V.3. Электродвигатели
Нагнетатели приводятся в действие главным-образом с помощью электродвигателей. В отдельных случаях (например, в качестве ре зерва) можно применять паровые и бензиновые двигатели. В прило жении приведены технические данные об электродвигателях, выпускаемых отечественной промышленностью.
Электродвигатели могут работать с большой частотой вращения,
обладают высоким КПД, компактны, недороги и просты в эксплуа тации.
Простейший электродвигатель (рис. V.1) состоит из неподвиж
ного статора с лапами /, крышки 3 и вращающегося в подшипни ках на валу ротора 2. На выпущенном конце вала обычно разме
щают шкив. Для непосредственного соединения с нагнетателями
удобны фланцевые электродвигатели.
Электродвигатели постоянного тока в нагнетательных установ ках применяют редко, так как постоянный ток для силовых нужд
щения электродвигателей в зависимости от числа полюсов указана ниже:
Число пар полюсов |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
Теоретическое, об/мин |
3000 |
1500 |
1000 |
750 |
600 |
500 |
|
Фактическое, |
об/мин |
2880 |
1440 |
960 |
720 |
570 |
480 |
Фактическое, |
с-3- |
300 |
150 |
100 |
75 |
60 |
50 |
Чем больше частота вращения (меньше пар полюсов), тем ком
пактнее, дешевле и экономичнее электродвигатель. Отсюда следует, что предпочтительнее использовать электродвигатели с наибольшей
частотой вращения. Наибольшей синхронной частотой вращения у
электродвигателей переменного тока обычной частоты в 50 с" 1 явля
ется 300 с“ \ что соответствует одной паре полюсов.
В нагнетательных установках используются и многоскоростные электродвигатели с переключением числа пар полюсов. Желатель
но подбирать такие электродвигатели, частота вращения которых
совпадает с частотой вращения подобранных нагнетателей, что дает
возможность соединить их непосредственно. Но вследствие того,
что это не всегда осуществимо, приходится применять промежуточ
ную передачу.
Ременная передача по сравнению с непосредственным соединени
ем имеет следующие недостатки: уменьшается надежность эксплуа тации вследствие возможного скольжения при ослаблении натяже
ния ремня; снижается экономичность эксплуатации из-за дополни тельных механических потерь; увеличиваются габариты и стоимость
установки; усиливается шум.
Напряжение в электрических сетях нашей страны применяют равным 127, 220, 380, 500, 600 В и более, в соответствии с чем конст руируют и электродвигатели.
Чем выше напряжение, тем меньшие сечения проводов могут по
требоваться для подвода той же мощности, тем компактнее и дешев
ле получаются установки.
В большинстве нагнетательных установок преимущественно при
меняются электродвигатели напряжением в 127/220 и 220/380 В.
Для использования одного и того электродвигателя при двух раз ных напряжениях соответствующим образом пересоединяют обмот
ку статоров (на звезду — большее напряжение, на треугольник — меньшее).
Установка электродвигателей с неоправданным запасом и полу
чающаяся в результате этого недогрузка уменьшают cos ф и, сле довательно, удорожают эксплуатацию.
В течение длительного времени предприятия электропромыш
ленности выпускают асинхронные электродвигатели серий А и А2 мощностью от 0,1 до 100 кВт в четырех основных исполнениях: А и А2 — защищенные в чугунном корпусе, АЛ и А2Л — защищен
ные в алюминиевом корпусе, АО и А20 — закрытые, обдуваемые в чугунном корпусе, и АОЛ и А20Л — также закрытые и обдуваемые, но в алюминиевом корпусе.
Двигатели с алюминиевыми корпусами имеющие те же характе ристики, что и машины с чугунными корпусами, на 30...40 % легче последних. Градации мощностей двигателей серии А (до 1966 г.)
составляли: |
0,16, 0,27, 0,4, 0,6, 1, 1,7, 2,8, 4,5, 7, 10, 14, 20, 281, 40, |
55, 75 и 100 кВт. В серии машин А2, выпускаемой с 1966 г. число градаций увеличено и приняты следующие значения мощностей:
0,6, |
0,8, |
1,1, |
1,5, |
2,2, |
3, |
4, |
5,5, |
7,5, |
10, |
13, |
17, |
22, |
30, |
40, |
55, |
75 |
и |
100 |
кВт. |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Выпускаемые |
двигатели имеют |
специальную |
маркировку, ук |
репляемую на корпусе. В маркировке указывается тип двигателя, серия, число пар полюсов обмотки статора, напряжение тока в воль
тах, частота |
вращения, |
сила |
тока в |
якоре при полной нагрузке |
в амперах и |
угол сдвига |
фаз |
(cos ср). |
|
Двигатели серий А, АЛ и А2Л могут устанавливаться только в сухих и непыльных помещениях, не содержащих в воздухе взрыво
опасных веществ.
Двигатели АО, А20, АОЛ и А20Л защищены от влияния влаги и
их можно устанавливать в помещениях с повышенной влажностью.
Для низких температур и высокой относительной влажности
выпускаются специальные типы двигателей во влаго- и морозоустой
чивом исполнении. В помещениях, воздух которых может содержать
взрывоопасные примеси (пары бензина, нитрокрасок, растворители и т. п.), необходимо использовать только двигатели взрывобезопас
ного типа с размещением проводов обмотки и подводки тока в гер
метизированном корпусе. Эти двигатели более сложны по конструк
ции, имеют больший вес и дороги. Устанавливать их следует только
в случае необходимости.
Глава VI
КОНСТРУКЦИЯ НАГНЕТАТЕЛЕЙ И ОСОБЕННОСТИ ИХ ЭКСПЛУАТАЦИИ
А. НАСОСЫ
VI.1. Общие сведения о насосах
Перемещаемые насосами капельные жидкости, в отличие от газов, практически несжимаемы, они обладают несравненно боль
шей плотностью, большей вязкостью и некоторыми другими физи
ческими особенностями.
Из-за этих физических особенностей капельных жидкостей на
сосы для их перекачки имеют ряд конструктивных и эксплуатаци
онных особенностей. Например, для обеспечения большей герметич
ности соединений применяют всякого рода сальники; для уменьше-*
* В этой главе в развитие гл. I, где рассмотрены принципы действия, области применения и схемы разных типов нагнетателей, некоторые такие сведения повторены в более конкретной и специфической форме.
ния неравномерности подачи в поршневых насосах устанавливают воздушные колпаки и т. д.
Высота всасывания. Кавитация. Разрежение, которое создает работающий насос, не может быть по абсолютному значению боль
|
|
|
ше атмосферного давления |
и складывается |
|
|
|
|
оно из геометрического давления, |
потери |
|
|
|
|
давления во всасывающем трубопроводе и |
||
|
|
|
динамического давления при входе в насос. |
||
|
|
|
Это суммарное давление |
(разрежение), |
|
|
|
|
называемое вакуумметрическим, показыва- |
||
^ _ |
I |
| |
ет вакуумметр, устанавливаемый перед вхо- |
||
|
|— |
|
дом в насос. В практике использования |
||
VI. 1. Присоединение рас |
насосов давление принято выражать урав |
||||
ширительного сосуда пе |
новешивающими высотами водяного |
стол |
|||
ред |
насосом |
|
ба — напорами. Напомним, что 1 м вод. ст. |
||
|
|
|
соответствует давлению в 9,81кПа. |
|
Геометрическая высота всасывания (расстояние между осью колеса насоса и поверхностью свободного уровня) соответствует геометрическому давлению; при нормальных условиях она обычно составляет 4. .6 м. Вакуумметрическая высота всасывания
несколько больше этой величины.
При увеличении высоты всасывания в воде, поступающей в на
сос, может создаться такое пониженное абсолютное давление, при
котором жидкость закипит, что неблагоприятно отразится на работе насоса.
Высота всасывания, при которой вода |
закипает, |
как |
видно |
||||||
ниже, быстро уменьшается при увеличении температуры: |
|
|
|||||||
Температура, °С |
. |
О 10 |
20 |
30 |
40 |
50 |
60 |
70 |
75 |
Высота всасывания Я, м вод. ст. |
7 6 , 5 |
6 |
5 , 5 |
5 |
4 |
2 , 5 |
1 |
0 |
|
Горячую воду с температурой выше 75. |
|
.80 °С можно перекачи |
вать насосами только при подпоре. В насосных системах централь ного отопления, например для создания подпора, расширительный сосуд подключается перед насосом (рис. VI. 1).
Допустимая вакуумметрическая высота всасывания также за висит от производительности насоса, частоты вращения и для нормальных условий (температура воды + 2 0 °С, атмосферное дав
ление 760 мм рт. ст.) обычно по результатам испытаний обознача
ется на характеристиках.
Явление, связанное с образованием в капельной жидкости пу стот — пузырьков, наполненных паром или воздухом, называется
кавитацией. Внутри лопастных насосов, как уже отмечалось выше,
кавитация возникает при закипании жидкости. Внутри насоса
слышатся хлопки, чувствуются сотрясения, нарушается гидравли
ческий режим работы — прерываются подачи, снижаются давление
и КПД.
Результатом кавитации может стать разрушение насоса, в пер вую очередь концов лопастей колеса под действием мощных местных гидравлических ударов, возникающих при конденсации на этих
поверхностях пузырьков пара. Одновременно материал подвергается
интенсивной коррозии, так как в растворенном в воде воздухе со
держится повышенное (по сравнению с атмосферным) количество
кислорода. Вследствие этого поверхности становятся шероховаты ми, затем губчатыми и затем разрушаются.
Особенно подвержены кавитационному разрушению насосные
лопастные колеса, отлитые из чугуна или углеродистой стали; более устойчива бронза. Весьма желательна тщательная обработка
поверхностей.
Для предупреждения кавитации следует стремиться к пониже
нию температуры перекачиваемой жидкости и обеспечению вакум-
метрической высоты всасывания меньше допустимой, т. е. к умень
шению геометрической высоты всасывания, снижению потерь во всасывающем трубопроводе, скорости движения жидкости и частоты
вращения рабочего колеса. На характеристиках всегда наносится
кривая начала кавитации.
VI.2. Объемные насосы*
Объемные насосы выгодно применять при большом давлении и
малой подаче. Они обладают высоким КПД, подача их при изме
нении противодавления практически не изменяется, они могут работать как самовсасывающие, т. е. без залива. Однако объемные насосы (за исключением пластинчатых и зубчатых типов) имеют
недостаточно |
удобный |
для |
привода возвратно-поступательный |
ход рабочего |
органа, |
а в |
связи с этим неравномерную подачу |
(толчками). |
|
|
|
Качественную регулировку объемных насосов осуществляют из менением числа ходов (частоты вращения) или объема выталки ваемой жидкости при каждом ходе рабочего органа, а также пере
пуском или подсосом жидкости (что менее экономично). Количест-
ванная регулировка ввиду независимости производительности от давления дросселированием задвижками не дает результатов и может привести к аварии.
В системах теплогазоснабжения и вентиляции, где обычно тре
буются насосы с большой производительностью и малыми давления ми, объемные насосы всех типов используют редко. Исключение составляют применяемые в котельных поршневые насосы, непосред ственно соединяемые с паровыми поршневыми двигателями. Для подпитки систем отопления применяют ручные поршневые и крыльчатые насосы.
Поршневые насосы. Отличительным признаком поршневых на
сосов является принудительное выталкивание жидкости в сторону
нагнетания. |
Выталкивание жидкости в поршневых насосах |
(рис. V I.2) |
осуществляется дисковым поршнем, плотно прилегаю |
* Типы объемных и других насосов разнообр зны, в ГОСТах их указы вается до 130. Ниже рассматриваются типы только наиболее распростра ненных в системах теплогазоснабжения и вентиляции насосов.
щим к стенкам кожуха, или продолговатым цилиндром — плунже ром (рис. V I.3).
Уплотнение в последнем случае требуется только в месте прохода
плунжера, что осуществлять значительно проще, чем при дисковом
поршне. Наблюдение за вынесенным наружу саль- |
Г ^ |
ником также осуществлять гораздо легче, чем на- |
|
блюдение за уплотнением поршневых колец. |
|
Если насос выталкивает жидкость при ходе |
|
VI.2. Поршневой насос |
VI.3. Плунжерный |
насос VI.4. Насос двой |
||
|
|
|
ного |
действия |
зывают насосом одинарного действия (см. рис. VL2 |
и V I.3). Насос |
|||
двойного действия (рис. VI.4) совершает работу и |
при |
обратном |
||
ходе. Скорость движения |
рабочего органа |
принимают |
от 0,2 до |
|
2 м/с (большие значения для больших по размерам |
насосов). |
Дифференциальный насос (рис. VI.5) работает на всасывающей
стороне по принципу одинарного действия., а на нагнетательной — по принципу двойного.
В дифференциальном насосе жидкость, выталкиваемая из рабо
чей камеры, поступает в дополнительную камеру, объем которой попеременно заполняется удлиненным плунжером или значитель но меньшим по диаметру штоком. В этой камере при нахождении
здесь штока часть нагнетаемой жидкости задерживается, а при
возвращении плунжера выталкивается дальше. Это обеспечивает при отсутствии второй пары клапанов более равномерную подачу, хотя производительность при этом не увеличивается.
Насосы штангового типа с проходным лоршнем ,(рис. V I.6) при меняют для откачивания воды из скважин.
В этих насосах поршень 1 со сквозным отверстием 2, прикры ваемым сверху клапаном 3, с помощью штанги 4 перемещается вниз и вверх по расположенному в скважине цилиндру, в котором
ниже имеется второй (обратный) клапан 5.
При движении поршня клапан 5 открывается и жидкость заса
сывается в цилиндр. При движении поршня вниз клапан 5 закры
вается и жидкость устремляется вверх через отверстие 2, открывая клапан 3. При следующем движении поршня вверх клапан 3 закры вается, так как давление под ним уменьшается, и жидкость выталки