Построение характеристики насосной сети

Содержание

Введение

 

1. Характеристика сети …………………………………………   6

1.1. Общие положения……………………………………………….................... 6

1.2. Построение характеристики насосной сети ………………………………..  7

1.3. Особенности построения характеристики вентиляционной сети ………...   10

 

2. Назначение и классификация нагнетателей……….   11

 

3. Насосы……………………………………………………………….   13

3.1. Основные эксплуатационные параметры насосов………………… 13

3.2. Центробежные насосы………………………………………………  18

3.2.1. Конструкция, принцип действия……………………….………… 18

3.2.2. Основы теории центробежных насосов…………………………. 21

3.2.3. Действительный напор центробежного насоса…………………. 25

3.2.4. Основы теории подобия центробежных насосов……………….. 29

3.2.5. Типизация насосов по коэффициенту быстроходности………... 32

3.2.6. Осевое давление на рабочее колесо……………………………… 36

3.2.7. Характеристики центробежных насосов………………………… 40

3.2.8. Работа насоса на сеть, рабочая точка…………………………….. 45

3.2.9. Регулирование подачи центробежного насоса………………….. 47

3.2.10. Совместная работа насосов……………………………………... 49

3.2.11. Подбор центробежных насосов………………………………… 51

3.2.12. Обрезка рабочего колеса………………………………………… 53

3.2.13. Предельная высота установки насоса…………………………... 54

3.3. Осевые насосы……………………………………………………….  57

3.4. Объемные насосы……………………………………………………  58

3.5. Струйные насосы……………………………………………………. 60

 

4. Вентиляторы……………………………………………………….  62

4.1. Радиальные вентиляторы………………………………………….    63

4.2. Характеристики вентиляторов………………………………….        65

4.3. Регулирование подачи вентиляторов……………………………..   67

4.4. Выбор вентилятора для заданных условий работы……………     68

4.5. Осевые вентиляторы……………………………………………….     69

 

5. Компрессоры……………………………………………………...   71

5.1. Поршневые компрессоры…………………………………………...  73

5.1.1. Термодинамические основы работы компрессора……………… 73

5.1.2. Эксплуатационные характеристики компрессора………………. 79

5.1.3. Действительный рабочий процесс в одноступенчатом компрессоре…………………………………………………………………...           81

5.1.4. Многоступенчатое сжатие………………………………………..  85

5.1.5. Регулирование подачи поршневых компрессоров……………… 86

5.2. Турбокомпрессоры…………………………………………………..  88

 

6. Исходные данные и рекомендации к выполнению контрольных заданий.......................................................................                                                            90

6.1. Задание № 1 “Выбор насосов для системы водоснабжения”….……...……………………………………………………………… 90

6.2. Задание № 2 “Выбор вентилятора для системы приточной вентиляции…..……………...…………….......………………………………….       98

6.3. Задание № 3 “Определение требуемого числа оборотов рабочего колеса вентилятора”……..………………………………..........................                               101

6.4. Задание № 4 “Совместная работа нагнетателей”………………….. 104

 

 

тестовые вопросы............................................................................          106

 

Экзаменационные  вопросы......................................................        111

 

Список  рекомендуемой  литературы......................................112

 

Приложения…………………………………………..…….…...........    113

Приложение 1. Рекомендуемые скорости для стальных водопроводных труб……………………………………………….                                                                                                                                   113

Приложение 2. Стандартный ряд диаметров стальных воздуховодов…………………………………………..……………………………..   113

Приложение 3. Ориентировочные значения коэффициентов местных сопротивлений для вентиляционных систем...…………………………                                                                            113

Приложение 4. Характеристики центробежных насосов АЦМК…….. 114

Приложение 5. Характеристики центробежных насосов АЦМЛ           124

Приложение 6. Характеристики центробежных насосов АЦМС ……. 130             

Приложение 7. Характеристики вентиляторов серии КВ / HRZ…….. 135

 

ВВЕДЕНИЕ

Насосы и вентиляторы являются одним из видов гидравлических ма­шин, используемых для перемещения жидкостей и газов, т.е. нагнетате­лями. В системах теплогазоснабжения и вентиляции наибольшее распространение получили центробежные насосы и вентиляторы.

Насосы используются для циркуляции воды в системах центрального отопления и районного теплоснабжения, питания котлов, перекачки кон­денсата; вентиляторы – для перемещения воздуха в различных системах вентиляции, воздушного отопления, дутья и отсасывания дымовых газов. В системах кондиционирования вентиляторы перемещают обрабатываемый воздух, насосы нагнетают увлажняющую и охлаждаю­щую воздух воду.

В предлагаемом учебном пособии представлены материалы, необходимые для изучения дисциплины «Насосы, вентиляторы, компрессоры», содержащие: основные теоретические сведения, сопровождающиеся примерами; задания к контрольным работам, примеры их решения и рекомендации; экзаменационные вопросы, список рекомендуемой литературы.

Контрольные работы предусматривают решение комплекса вопросов, связанных с применением побудителей тяги в системах теплогазоснабжения, вентиляции и кондиционирования воздуха и включают ряд наиболее распространенных задач, с которыми сталкиваются на практике проектировщики данных систем:

– выбор нагнетателя по требуемой производительности системы и ее гидравлическому сопротивлению;

– корректировка характеристик привода нагнетателя при изменении гидравлического сопротивления сети, вызываемого установкой (снятием) дополнительного оборудования, включением (отключением) дополнительных линий, изменением температуры газового потока;

– использование комбинированного соединения нескольких нагнетателей в системах с дискретным изменением пропускной способности сети, обусловленной технологическими особенностями производства.

В учебном пособии представлены также технические характеристики нагнетателей, выпускаевых отечественными и зарубежными производителями.

Характеристика сети

Развиваемые эксплуатационные параметры (подача Q _н, напор Н_н, давление Р_н, КПД h _н) центробежных нагнетателей зависят как от их рабочих характеристик Н_н = f (Q), Р_н = f (Q), h _н = f (Q), так и от величины потребного напора Н_с , (давления Р_с), необходимого для преодоления гидравлического сопротивления сети трубопроводов, по которой осуществляется подача жидкости (газа) с требуемым расходом, т.е. от характеристики сети Н_с = f (Q), Р_с = f (Q).

 

Общие положения

 

Сетью называют совокупность простых трубопроводов, по которым нагнетателем осуществляется подача жидкости и газа.

Простой трубопровод (участок сети) – трубопровод постоянного сечения с постоянным расходом (скоростью течения), не имеющий ответвлений.

В общем случае сеть представляет сложное соединение простых трубопроводов, которые соединены между собой параллельно и последовательно (рис.1).

 

 

 

 

 

Рис.1. Соединение трубопроводов: а – последовательное;
б – параллельное; в – сложное

 

При последовательном соединении расходы в участках сети одинаковы, т.е. Q ₁ = Q ₂ = Q ₃ = const, что следует из уравнения неразрывности потока, при параллельном – Q ₁ + Q ₂ + Q ₃ = Q.

Потери давления (напора) на параллельно соединенных участках одинаковы, так как по определению под потерями давления понимают разность полных давлений на входе в трубопровод (точка А) и его выходе (точка В или атмосфера), т.е. DP ₁ = DP ₂ = DP ₃ = P _А – P _В = const. При выходе в атмосферу P _В = P _атм.

Потери давления в совокупности последовательно соединенных трубопроводов (рис.1, а)

 

DP = DP ₁ + DP ₂ + DP ₃ = P _А – P _Г,

что следует из:

DP ₁ = P _А – P _Б

+ DP ₂ = P _Б – P _В

DP ₃ = P _В – P _Г

DP ₁ + DP ₂ + DP ₃ = P _А – P _Б + P _Б – P _В + P _В – P _Г = P _А – P _Г = DP

Исходя из сказанного для сложного соединения трубопроводов (рис.1, в) будут справедливы следующие соотношения:

По расходам

 

Q ₁ = Q ₃ + Q ₂ , Q ₂ = Q ₄ + Q ₅;

по потерям давления

DP ₂ + DP ₄ = DP ₂ + DP ₅ = DP ₃ = P _А – P _атм,

DP ₄ = DP ₅ = P _В – P _атм.

Необходимо отметить, что указанные соотношения справедливы для случая, если трубопроводы лежат в горионтальной плоскости.

 

 

Вентиляционной сети

 

Вентиляционные сети являются замкнутыми, так как вход и выход в систему трубопроводов сообщаются через атмосферный воздух, т.е. находятся под одним и тем же давлением Р_атм. Следовательно, характеристика сети не зависит от высотных отметок расположения трубопроводов системы.

В отличие от насосной, характеристика вентиляционной сети представляется в виде зависимости потребного давления от расхода, перемещаемого газа

Р_С = ∑ D Р_i = кQ ² ,                                                    (5)

где ∑∆ P_i – сумма потерь давления в участках главной магистрали.

Потери давления на участке складываются из потерь на трение DP_L  и местных сопротивлениях DP _м .

Насосы

Центробежные насосы

Совместная работа насосов

 

Параллельной работой насосов называют совместную подачу жидкости двух или нескольких насосов в один трубопровод.

Рассмотрим простейший случай параллельной работы двух одинаковых центробежных насосов. Пусть Q — Н характеристи­ка одного из насосов и характеристика трубопровода известны (рис.21).

Рабочей точкой а ₁определяются подача одного насоса Q ₁ и создаваемый напор Н ₁при работе на данный трубопровод. Сов­местную Q — Н характеристику двух одинаковых насосов можно построить, если учесть, что подача двух насосов Q ₂увеличится вдвое для каждого значения напора Н. Q — Н характеристика двух насосов пересекает Q — Н характеристику трубопровода в точке а ₂. Точка а ₂является рабочей точкой при совместной ра­боте двух одинаковых насосов, подающих жидкость на один и тот же трубопровод. Из приведенных характеристик видно, что подача двух параллельно работающих насосов Q ₂ больше, чем подача Q ₁ одного насоса, работающего на данный трубопровод. При этом, однако, Q ₂ < 2 Q ₁.

Таким образом, подключение второго насоса для параллель­ной работы приводит к некоторому увеличению подачи Q ₂ и на­пора Н ₂. Прибавка подачи Q ₂— Q ₁ будет тем большей, чем более пологой оказывается характе­ристика трубопровода.

Известно, что крутизна характе­ристики трубопровода увеличивается с увеличением гидравлических сопротивлений в нем. Следовательно, наи­более выгодно подключать насос для параллельной работы в случае достаточно большого диаметра трубопровода, обеспечиваю­щего малые гидрав­лические сопротивления в нем.

Последовательной работой насосов называют совместную рабо­ту двух или нескольких насосов при условии, что один из них (1-я ступень) всасывает жидкость из приемного резервуара и нагнетает ее во всасывающий патрубок другого насоса (2-я ступень) и т. д. Компоновка последовательной работы центро­бежных насосов может быть разнообразной (близкое и дальнее расположение насосов друг от друга).

Последовательно работающие насосы могут иметь одинако­вые, а также разные характеристики. На практике предпочитают для последовательной работы применять насосы с одинаковыми характеристиками.

Один насос с соответствующей ему характеристикой не может подавать жидкость через трубопровод с характеристикой, показанной на рис.22 а. Если к насосу I подключить последова­тельно еще один такой же насос II, то суммарная Q — Н характеристика последовательно работающих двух одинаковых насосов Q — Н _{( I +II )}может быть получена увеличением вдвое (ординат) напоров для каждой подачи. Пересечением суммарной Q — Н характеристики обоих насосов и трубопровода определяет­ся рабочая точка а, соответствующая подаче двух одинаковых последовательно работающих насосов Q_(I+II) и напору H _(I+II), который ими создается при совместной работе.

 

Рис.22.  Совмещенная Q – H характеристика при последовательной работе двух насосов на один трубопровод

 

Иногда на практике встречается и другой случай последова­тельной работы центробежных насосов, при котором общая по­дача жидкости в трубопровод несколько возрастает. При этом Q — Н характеристика одного насоса пересекает характеристику трубопровода в точке a ₁и соответствует подаче Q ₁ одного насо­са на этот трубопровод при напоре Н ₁. Если подключить для последовательной работы на этот трубопровод еще один такой же насос, то суммарная Q — Н характеристика работы насосов (рис.22 б), построенная путем удвоения напоров для любых подач насосов, пересечет характеристику трубопровода в точке а ₂. Отсюда следует, что при последовательной работе двух на­сосов может в некоторой степени увеличиться и общая подача насосов на данный трубопровод.

Такое увеличение подачи последовательно работающих насо­сов может быть объяснено тем, что при увеличении напора в системе энергия жидкости возрастает и при сохранении статиче­ского напора прирост энергии расходуется на увеличение ско­рости жидкости. Возрастание напора будет тем больше, чем круче характеристика трубопровода.

Последовательная работа центробежных насосов предпола­гает значительное повышение давления в том насосе, который представляет собой вторую ступень. Иногда повышение давле­ния становится столь значительным, что угрожает прочности конструкции. В таком случае целесообразно устанавливать насос, являющийся второй ступенью, не сразу после первой сту­пени, а на расстоянии, достаточном для снижения давления до безопасного значения. Место установки насоса второй ступени может быть определено при помощи построения пьезометриче­ской линии напорного трубопровода.

При окончательном выборе схемы расположения последова­тельно работающих насосов следует учитывать такие факторы: соответствие технологическим требованиям, прочность и надеж­ность работы установки, экономия помещения, удобство обслу­живания и т. д.

 

Подбор центробежных насосов

 

Центробежные насосы подбирают в зависимости от их назначе­ния и условий работы. При этом некоторые основные параметры насоса могут быть известны, а некоторые неизвестны. Далее при­водятся сведения, которые необходимы и достаточны для подбо­ра насоса.

В условиях производства при подборе насоса для какой-либо технологической станции обычно известно количество жидкости или жидкого продукта, которое будет транспортироваться, т. е. известно Q, часто известен также напор Н _м.

Если же напор неизвестен, то можно его определить с доста­точной для практики точностью. Для этого необходимо выяснить значение величин, составляющих манометрический напор:

.

Из действительных условий работы технологической станции можно установить: геометрические высоты всасывания z ₁и на­гнетания z ₂; давления на поверхности жидкости в резервуарах на всасывании P ₁и нагнетании P ₂, а затем определить хотя бы при­ближенно гидравлические сопротивления трубопроводов на вса­сывании   и на нагнетании .

Для подбора центробежного насоса необходимо также знать назначение насоса, главным образом, характер взаимных изме­нений подачи Q и напора Н _м в процессе эксплуатации насоса.

По своим конструктивным особенностям центробежные насо­сы, покрывающие одно и то же поле подачи и напора, могут иметь Q — Н характеристики различной кривизны: крутые (рис.23 а, кривая 3), пологие (кривая 1) и средней крутизны (кри­вая 2).

Если предполагают, что при значительном изменении подачи Q напор Н должен изменяться незначительно, то выбирают насос имеющий пологую характеристику. Например, питательные насосы в котельных должны обладать пологой характеристикой Q — Н, так как количество подаваемой воды для питания котлов может значительно изменяться, но давление в котлах практиче­ски постоянно.

 

Рис.23. Подбор центробежных насосов по их характеристикам

 

Насосы, подающие суспензию на фильтрационные аппараты (например, фильтр-прессы) с резко меняющимися сопротивлени­ем слоя осадка в процессе фильтрации, выбирают с крутой харак­теристикой. При соответствующем выборе таких насосов их пода­ча будет незначительно меняться даже при значительном увели­чении гидравлического сопротивления фильтрационных аппара­тов или, что то же, напора, преодолеваемого насосом.

Если в процессе эксплуатации меняется и подача насоса и его напор, то применяют насосы с Q – Н характеристикой средней крутизны.

Следовательно, для подбора центробежного насоса в общем случае необходимо и достаточно знать подачу насоса Q, напор Н и его назначение. Затем по каталогам насосных заводов выби­рают насос, удовлетворяющий поставленным требованиям.

Желательно иметь характеристику насоса и трубопровода, вычерченные в одинаковом масштабе (рис.22 б). Тогда совме­щение этих характеристик укажет рабочую точку выбранного насоса при его работе на данный трубопровод. В этом случае будет виден допустимый предел регулирования (участок а– b)насоса в области устойчивой его работы, а также степень эконо­мичности установки в эксплуатационных условиях.

Конечно, следует стремиться, чтобы рабочая точка насоса соответствовала максимуму КПД или величине, близкой к η _mах. Дополнительную проверку правильности выбранного типа насо­са можно произвести определением коэффициента быстроход­ности, приняв для вычисления ту частоту вращения п,при кото­рой составлена Q — Н характеристика насоса.

Обрезка рабочего колеса

 

Регулирование центробежных насосов для уменьшения подачи и напора изменением частоты вращения рабочего колеса произво­дится чрезвычайно редко, так как применяемые электродвигате­ли не имеют регулировки частоты вращения. Поэтому в производственных условиях иногда возникает необходимость в обрез­ке рабочего колеса по его внешнему диаметру. Так бывает, ког­да центробежный насос по своей подаче и напору, которые ука­заны в его характеристике, превосходят требуемые значения этих параметров.

Обрезку рабочих колес применяют и насосостроительные за­воды для расширения области применения некоторых выпуска­емых типов насосов. При уменьшении выходного диаметра D ₂рабочего колеса уменьшается окружная скорость и ₂. Следова­тельно, уменьшается напор, создаваемый рабочим колесом цен­тробежного насоса, и в некоторой степени его подача. Опыт по­казывает, что КПД насоса при умеренной обрезке рабочего коле­са изменяется мало. При обрезке рабочего колеса по наружному диаметру геометрическое подобие нарушается. Поэтому законы, которыми пользуются при обточке рабочих колес центробежных насосов, ничего общего с законами подобия не имеют.

Экспериментально установлено, что при уменьшении наруж­ного диаметра D ₂ рабочего колеса путем обточки его до диамет­ра d ₁при сохранении постоянной частоты вращения, величины Q, H и N должны быть пересчитаны по формулам:

.                 (56)

Знак «штрих» относится к новым параметрам, соответствующим уменьшенному наружному диаметру рабочего колеса.

Пользуясь зависимостями (56), можно построить характе­ристики насоса с обточенным рабочим колесом. Необходимый диаметр обточки может быть найден по остальным известным величинам:

.                            (57)

Практикой установлено, что при перекачивании загрязненных жидкостей обточка специальных рабочих колес по наружному диаметру не применима.

Отметим, что стачиванием рабочего колеса по внешнему диа­метру изменяют не только характеристику насоса, но и его быст­роходность. При большой обточке рабочего колеса значительно уменьшается отношение D ₂ /D ₁и увеличивается n_s. Напор при этом уменьшается на величину, большую, чем по расчету, а КПД насоса уменьшается. Вследствие этого допустимая степень об­точки рабочего колеса, %, должна сообразовываться с коэффи­циентом быстроходности n_s.

При большей степени обтачивания рабочих колес КПД насо­сов значительно уменьшается и применение их становится эко­номически нецелесообразным.

 

Осевые насосы

 

Как известно, коэффициент быстроходности n_s характеризует в некоторой степени геометрические формы лопастного насоса:

Исходя из этого, можно полагать, что основные параметры работы лопастного насоса — подача Q, напоя Н и частота враще­ния рабочего колеса п — определяют конструктивные особеннос­ти насоса.

С увеличением подачи насоса и частоты вращения рабочего колеса, при уменьшении напора коэффициент быстроходности насоса растет. Вместе с этим изменяется соотношение размеров рабочего колеса — уменьшается отношение выходного диаметра d ₂к входному d ₁,достигая значения D ₂ /D ₁ = 1. Лопасти рабочего колеса принимают перпендикулярное направление по отношению к валу насоса (рис.25). Рабочее колесо 1 приобретает вид пропеллера, и поток жид­кости под его воздействием перемещается в осевом направлении, приобретая также вращательное движение. При выходе из ра­бочего колеса жидкость попадает в направ­ляющий аппарат 2, где вращательное дви­жение прекращается.

Далее жидкость отводится в напорный трубопровод. Вал насоса 4 свободно прохо­дит через втулку направляющего аппарата 3.

Пропеллерные насосы являются наибо­лее быстроходными из вращательных ло­пастных машин (n_s = 500—1200). Они при­меняются при относительно больших пода­чах от Q = 0,l м³/с до Q = 25—30 м³/с и напо­рах до Н = 12—15 м. Высота их всасывания незначительна до Н _вс = 2—3 м. Чаще всего они работают погруженными в жидкость, не требуя специальной заливки перед пуском.

Эти насосы, работающие с подпором, в значительной степени ограждены от кавита­ции. КПД пропеллерных насосов довольно высок и для крупных насосов достигает значений η = 0,9—0,92. У таких насосов лопасти рабочего колеса делаются поворотны­ми. Это дает возможность регулировать подачу насоса без сни­жения его КПД.

По сравнению с другими типами пропеллерные насосы име­ют следующие преимущества: компактность и конструктивную простоту; малую металлоемкость; возможность применения боль­шой частоты вращения для уменьшения размеров насоса и элек­тродвигателя; малую чувствительность к загрязненным жидкос­тям; уменьшение строительных работ особенно в условиях погру­жения насоса в перекачиваемую жидкость.

 

 

Объемные насосы

Работа поршневых насосов основана на принципе вытесне­ния. Основными рабочими органами поршневого насоса являют­ся: цилиндр и поршень. Поршень перемещается в цилиндре в возвратно-поступательном движении (рис.26 а).

 

Рис. 26.. Схемы насоса с дисковым поршнем (а) и плунжерного насоса (б)

 

В цилиндре 8 перемещается поршень 7, жестко соединенный со штоком 9, являющимся исполнительной частью приводного кривошипно-шатунного механизма. При ходе поршня «вправо» полезный объем цилиндра, т. е. объем, заполняющийся жидкостью, увеличивается, вследствие чего давление в нем умень­шается. Всасывающий клапан 4 при этом поднимается, жидкость под действием внешнего давления р_а на ее поверхности, чаще всего под атмосферным давлением, входит в цилиндр через со­сун 1, открытый обратный клапан 2 и всасывающую трубу 3.

При ходе поршня «влево» жидкость, ранее вошедшая в ци­линдр, выталкивается движущимся поршнем. Давление в ци­линдре насоса при этом повышается, всасывающий клапан 4 закрывается, а нагнетательный 5 поднимается и жидкость из ци­линдра поступает в нагнетательный трубопровод 6. Подача жид­кости в нагнетательный трубопровод происходит вследствие вытеснения из цилиндра движущимся поршнем предварительно засосанной жидкости.

Основными рабочими органами шестеренчатого насоса являют­ся две шестерни. Одна из них жестко посажена на приводном валу, а другая — вращается (рис. ). Жидкость переносится со всасывающей стороны на нагне­тательную во впадинах между зу­бьями шестерен, плотно охватываемых кожухом насоса. Для большей эффек­тивности работы такого насоса необ­ходимо, чтобы зацепление шестерен было плотным. В противном случае жидкость будет переходить из области нагнетания в область всасывания. По­этому по мере износа зубчатых колес объемный КПД насоса падает. Пода­ча шестеренчатых насосов может быть определена зависимостью

, (69)

где q — объем впадины между зубьями; z — количество впадин на одной шестерне; п — частота вращения; η ₀ — объемный КПД (обычно равен 0,7—0,8).

В пищевой промышленности применяются ротационные насосы, работающие по принципу шестеренчатых, у которых для вытес­нения жидкости служат специально профилированные сопрягаю­щиеся лопасти. Такие насосы обычно называют коловратны­ми. На рис.28 показана схема работы кулачкового с трехзубчатым ротором насоса, который применяется для пере­качки вязких молочных продуктов и сиропов.

Преимуществом таких насосов перед шестеренчатыми явля­ется то, что их роторы силовой нагрузки не несут. Силовая на­грузка воспринимается синхронизирующими шестернями, жест­ко посаженными на валах роторов. Наряду с этим следует от­метить, что равномерность подачи жидкости в нагнетательный трубопровод у кулачковых насосов меньшая по сравнению с ше­стеренчатыми.

Для перекачивания высоковязких, пастообразных молочных и других продуктов применяются ротационные насосы модели НРТ, имеющие два ротора. На каждом из роторов смонтированы две специально профилированные лопасти-вытеснители, ко­торые, перемещаясь, делят проточную часть насоса на замкну­тые камеры. Вал одного из роторов является ведущим. Передача движения к ведомому валу осуществляется с помощью синхронизирующих шестерен, жестко посаженных на роторные валы. Все детали насоса, соприка­сающиеся с перекачиваемым про­дуктом, изготовляются из нержаве­ющей стали.

За полный оборот вала четыре порции продукта переносятся к на­гнетательному патрубку насоса и вытесняются в нагнетательный тру­бопровод.

Зная объем одной камеры (меж­лопастного пространства), можно определить массовую подачу тако­го насоса:

 

,                     (70)

где п — частота вращения роторов; V — объем одной камеры; ρ — плотность продукта; η ₀ — объемный КПД.

Следует заметить, что объемный КПД этого насоса сильно зависит от консистенции подаваемого продукта.

 

Струйные насосы

Принцип применения высоконапорной струи для подъема, пере­мещения и нагнетания различных материалов известен во мно­гих отраслях промышленности.

Струнные аппараты широко применяются в случаях: откач­ки грязных вод из затопляемых шахт, подземных помещений и подвалов; производства земляных работ и разработок торфа способом гидромеханизации; транспортировки кусковых материа­лов; подъема и транспортировки рыбы при разгрузке из орудий улова и корабельных трюмов на разгрузочные причалы; смеше­ния холодной и горячей воды теплофикационных сетей и подачи смеси в калориферы; нагнетания воды при питании паровых кот­лов; сжатия и последующего использования тепла низкого потен­циала экстрапаров выпар­ных станций и др.

Широкое применение струйных аппаратов и осо­бенно водоструйных насосов объясняется, главным обра­зом, простотой их конструкции, отсутствием подвижных частей. Для установки струйных аппаратов не нужны громоздкие фунда­менты, они могут устанавливаться в самых неудобных местах.

 

Принцип устройства водоструйного насоса простейшего типа заключается в следующем (рис.29). Вода под давлением (ра­бочая вода) от насоса, который может быть установлен на зна­чительном расстоянии от струйного аппарата, подается через трубопровод 3 ксоплу 4. Через это сопло вода с большой ско­ростью в виде мощной струи попадает в комбинированную сме­сительную камеру, которая состоит из колена 2, конфузора 5 и цилиндрической горловины 6. Назначение смесительной каме­ры — смешение высоконапорной струи рабочей воды, обладаю­щей большой скоростью, со всасываемым потоком, поступающим из приемника через трубу 1.

Из цилиндрической горловины 6 смесь рабочей и всасывае­мой воды поступает в диффузор 7, а из него в нагнетательный трубопровод 8.

Всасывание воды или какой-либо смеси с ней из приемника через трубу 1 водоструйного насоса происходит следующим об­разом. Струя высоконапорной воды, выходя из сопла, имеет большую скорость, т. е. обладает большой удельной кинетической энергией, которую она передает жидкости с малой скоростью, находящейся в смесительной камере. Таким образом, струя ра­бочей воды увлекает за собой воду и воздух из смесительной ка­меры, создает в ней разрежение, благодаря которому во всасы­вающую трубу поступает вода из приемника, откуда ее надо откачать.

Принцип работы водоструйного насоса состоит в следующем. Насос рабочей воды подает воду под большим давлением, т. е. с большим запасом потенциальной энергии по трубопроводу 3 к соплу 4. При выходе из сопла 4 потенциальная энергия преоб­разуется в кинетическую энергию выбрасываемой с большой скоростью струи. Кинетическая энергия струи в смесительной ка­мере поглощается потоком всасываемой жидкости, обладающей малой скоростью. Предполагается, что к концу цилиндрической горловины 6 перед диффузором 7 происходит полное смешение струи рабочей воды с потоком всасываемой воды и выравни­вание скорости течения за счет снижения скорости частиц ра­бочей воды и увеличения ско­рости частиц всасываемой во­ды.

При достаточном запасе энергии рабочей воды в конце смесительной камеры создает­ся избыточное давление, не­обходимое для дальнейшей транспортировки смешанного потока воды по трубе 8 и ее подъема по трубе 9. Преобра­зованию кинетической энергии смешанного потока в потенциальную энергию давления способ­ствует диффузор 7.

Как установлено теорией и практикой эксплуатации водоструйных насосов, гидравлические процессы, происходящие в водоструйных аппаратах, связаны со значительными потеря­ми энергии. Поэтому КПД струйных аппаратов невелик — по­рядка 0,15—0,3.

 

Вентиляторы

Вентиляторами называются нагнетатели вращательного типа, предназначенные для подачи газов или воздуха при не­большом напоре, примерно до 15 кПа, при плотности газа ρ ≈ 1,2 кг/м³.

Классификация вентиляторов приведена на рис 30.

 

 

 

Рис.30. Классификация вентиляторов

 

 

Обычно различают центробежные и осевые вен­тиляторы.

Центробежные вентиляторы применяются для подачи воздуха или газа при относительно большом давлении, а осе­вые — когда необходимо перемещать большое количество воз­духа при малом давлении.

В связи с тем, что давление, создаваемое вентиляторами, не­велико, сжимаемостью газов в вентиляторах можно пренебречь. Поэтому теоретические основы работы лопастных насосов при­менимы и для вентиляторов.

Для создания даже небольших напоров газа или воздуха при их малой плотности, по сравнению с капельными жидкостями, приходится прибегать к большим скоростям вращения рабочих колес вентиляторов. Это обусловливает особые требования к конструкции и материалам, из которых изготовляются рабочие колеса.

Применение больших скоростей связано также с возникнове­нием шума, что обусловливает необходимость выполнения специальных противошумных мероприятий и тщательного мон­тажа вентиляторной установки. В некоторых случаях для сниже­ния шума приходится ограничивать скорость вращения рабочих колес вентиляторов. Так, в системах вентиляции жилых домов, школ, больниц и т. д. не рекомендуется применять вентиляторы с окружными скоростями на внешнем ободе рабочих колес бо­лее 25 м/с.

 

Радиальные вентиляторы

 

Наиболее широкое распространение в практике получили цент­робежные вентиляторы, которые применяются в разветвленных вентиляционных установках, в системах пневматического транс­порта, в котельных установках в качестве тягодутьевых устройств и т. п.

Рассмотрим конструктивную схему центробежного вентиля­тора (рис.31). Воздух в вентилятор поступает через входной патрубок 1 и направляется в рабочее колесо 2, которое состоит из: ступицы 5, ведущего диска 7, лопастей и (ведомого) покрыв­ного кольцевого диска 9. Обычно рабочее колесо приводится во вращение при помощи ступицы 5, насаженной на рабочий вал 6, который передает движение непосредственно от двигателя или с помощью трансмиссионной передачи. На ступице смонтирован ведущий диск, к которому прикреплены лопасти рабочего колеса. Со стороны входа на лопастях рабочего колеса крепится по­крывной кольцевой диск 9.

 

Вращающееся рабочее колесо помещается в неподвижный спиральный кожух 8, имеющий на выходе расширяющийся па­трубок 4.