- •3.1 Будова, принцип дії і класифікація 53
- •Загальні відомості про гідромашини і компресори та їх класифікація
- •1 Основні параметри насосів
- •2 Динамічні насоси
- •2.1 Будова, принцип дії і класифікація
- •2.2 Робочі колеса відцентрових насосів
- •2.3 Рух рідини в каналах робочого колеса ідеального насоса
- •2.4 Рівняння Ейлера для турбомашин
- •2.5 Вплив обмеженого числа лопатей на тиск насоса
- •2.6 Баланс енергії і коефіцієнт корисної дії динамічної машини
- •2.7 Залежність подачі, напору і потужності насоса від частоти обертання вала
- •Згідно рівняння Ейлера для безударного режиму роботи насоса
- •2.8 Характеристика динамічного насоса
- •2.9 Відносні (відсоткові) характеристики
- •2.10 Вплив густини і в’язкості рідини на характеристику насоса
- •2.11 Перерахунок характеристик відцентрових насосів з води на нафту
- •2.12 Явище подібності у відцентрових насосів
- •2.13 Коефіцієнт швидкохідності. Класифікація коліс за коефіцієнтом швидкохідності
- •2.14 Гідравлічна система. Робота насоса на гідравлічну мережу
- •2.15 Паралельна робота відцентрових насосів
- •2.16 Послідовна робота відцентрових насосів
- •2.17 Кавітація. Визначення висоти всмоктування динамічного насоса
- •2.18 Регулювання роботи відцентрових машин
- •2.18.2 Регулювання зміною частоти обертання вала машини
- •2.18.3 Регулювання зміною зовнішнього діаметра робочого колеса
- •2.18.4 Інші способи регулювання
- •3 Об’ємні насоси
- •3.1 Будова, принцип дії і класифікація
- •3.2 Середня подача зворотно-поступальних насосів різних типів Середня теоретична подача зпн за один оберт кривошипного вала рівна об’єму , описаному його поршнями (плунжерами). За час t
- •3.3 Графіки миттєвих подач насосів різних типів
- •3.4 Пневмокомпенсатори
- •3.5 Розрахунок пневмокомпенсаторів
- •3.6 Тиск в робочій камері насоса при нагнітанні і всмоктуванні з пневмокомпенсатором
- •Підставивши значення у вираз (3.18), отримаємо
- •3.7 Індикаторна діаграма
- •3.8 Втрати енергії. Коефіцієнт корисної дії і характеристика зворотно-поступальних насосів
- •3.9 Класифікація клапанів об’ємних насосів
- •3.10 Основи теорії роботи клапана
- •3.11 Умови виникнення стуку клапана
- •3.12 Основи розрахунку зворотно-поступальних насосів
- •3.12.1 Розрахунок гідравлічної коробки насоса
- •3.12.2 Розрахунок штока насоса двохсторонньої дії
- •3.13 Регулювання режиму роботи зворотно-поступальних насосів
- •3.14 Випробування об’ємних насосів
- •3.15 Основні правила обслуговування об’ємних насосів
- •4 Турбобури
- •4.1 Будова і принцип дії турбобурів
- •4.2 Види турбобурів
- •4.3 Однорозмірна теорія осьових турбін
- •4.4 Плани швидкостей. Режим роботи турбіни
- •4.5 Полігон швидкостей. Кінематичні коефіцієнти турбін
- •4.6 Умови роботи турбобура на вибої
- •4.7 Характеристика турбіни
- •4.8 Ремонт і регулювання турбобура
- •5 Компресори
- •5.1 Область застосування і типи компресорних машин
- •За розміщенням циліндрів компресори об’ємної дії бувають: горизонтальні, вертикальні, прямокутні (кутові), опозитні, V-подібні, ш-подібні, зіркоподібні.
- •5.2 Поршневі компресори. Принцип дії, будова, класифікація
- •5.3 Основні параметри компресорів
- •5.4 Одноступеневий стиск в поршневому компресорі
- •5.4.1 Робочий процес в циліндрі компресора
- •5.5 Об’ємна витрата газу на вході одноступеневого компресора
- •5.6 Ступеневе стиснення газу в поршневому компресорі
- •5.7 Основи термодинамічного розрахунку нафтопромислового компресора
- •1 Вибір числа ступеней
- •2 Розподіл тисків по ступенях
- •3 Показник адіабати і газова постійна суміші
- •4 Визначення температур по ступенях
- •5 Вибір типу і схеми компресора
- •6 Коефіцієнти співвідношення об’ємів
- •7 Визначення об’ємного коефіцієнта
- •8 Визначення коефіцієнтів наповнення Значення коефіцієнтів наповнення визначається за формулою
- •9 Визначення секундних робочих об’ємів
- •10 Визначення параметрів приводу компресора
- •5.8 Шляхи вдосконалення поршневих компресорів
- •Висновки
- •Перелік рекомендованої літератури
2.2 Робочі колеса відцентрових насосів
В динамічних машинах передача енергії потоку рідини від вала відбувається за допомогою робочого колеса з профільованими лопатями. Робоче колесо складається із втулки з лопатями, зв’язаних з нею безпосередньо або за допомогою одного чи двох дисків. В залежності від числа дисків робочі колеса бувають закритими (два диски), напіввідкритими (один диск), відкритими (без дисків). Недоліком відкритих і напіввідкритих коліс є можливі перетікання рідини з одного міжлопатевого каналу в інший через зазор між колесом і корпусом. Однак вони простіші у виготовленні, компактніші і менше засмічуються при транспортуванні рідин з механічними домішками.
Робоче колесо найчастіше містить 6…8, а інколи і до 12 лопатей. В насосах, призначених для перекачування багатофазних середовищ (з вмістом піску, ґрунту, шламу тощо) або сильно забруднених каналізаційних вод, канали в робочих колесах значно розширені, а число лопатей зменшено (до двох і навіть до одної).
Для робочих коліс насосів в залежності від їх призначення використовують різні матеріали: чавун і вуглецеву сталь (для нейтральних рідин); хромисті і хромонікелеві сталі (для кислої води); сплави кольорових металів, хромонікелькремнієву сталь, титан, пластмаси, кераміку, фарфор, покриття із гуми, смоли, емалі та скла (для хімічно агресивних і абразивних рідин). Робочі колеса відцентрових насосів, призначених для видобутку нафти зі значним (до 1%) вмістом механічних домішок, виготовляють із поліамідної смоли.
Геометрична форма робочих лопатей суттєво впливає на величину напору, подачі і потужності насоса. В конструкціях відцентрових машин різних призначень зустрічаються лопаті загнуті назад (рис.2.6, а), радіальні (рис.2.6, б) і загнуті вперед (рис.2.6, в). Якщо 290, то лопать загнута вперед; при 290 лопать радіальна і при 290 лопать загнута назад. У всіх випадках лопатевий кут 1 на вході завжди менший від 90.
а) загнуті назад; б) радіальні; в) загнуті вперед
Рисунок 2.6 – Типи лопатей відцентрових машин
Лопаті загнуті вперед, передають потоку найбільшу кількість енергії порівняно з лопатями інших форм. Але в загальній кількості енергії, яка передається такими лопатями, переважає швидкісна енергія. В сумарній енергії, яка передається лопатями загнутими назад, навпаки, переважає енергія в потенціальній формі (статичний напір).
Висновок. Лопаті загнуті вперед створюють найбільший теоретичний напір (у формі невидимого напору), але при цьому зменшується ККД. При зменшенні кута 2 сумарний теоретичний напір падає, але підвищується статичний напір і ККД. В економних насосах оптимальне значення кута 2 знаходиться в межах 20… 40.
В конструкціях відцентрових машин різних призначень зустрічаються всі три типи лопатей. У відцентрових насосах та відцентрових компресорах застосовуються в основному лопаті загнуті назад.
2.3 Рух рідини в каналах робочого колеса ідеального насоса
Розглянемо ідеальний відцентровий насос, який характеризується наступними ознаками:
1) число лопатей прямує до безмежності;
2) товщина лопатей прямує до нуля;
3) рідина – ідеальна.
В такому робочому колесі рідина буде рухатись елементарними струминками (буде відсутнє явище відносного вихору), а швидкості потоку відносно нерухомих стінок каналів корпуса являються швидкостями абсолютного руху. Доцільно проводити дослідження руху потоку в лопатевому колесі (рис.2.7) з використанням методу побудови планів швидкостей.
Рисунок 2.7 – Швидкості руху рідини на вході і виході
робочого колеса
Абсолютна швидкість рідини може бути отримана як геометрична сума відносної швидкості і переносної (колової) і у векторній формі може бути записана
= + . (2.1)
Обертання лопатевого колеса з кутовою швидкістю відносно осі вала насоса обумовлює переносний рух. Переносна швидкість рівна коловій і для частинки рідини на відстані r від осі вала може бути записана формула
, (2.2)
де r – радіус колеса (D – діаметр колеса);
n – частота обертання робочого колеса, хв-1.
Розглянемо послідовність побудови плану швидкостей (рис.2.8) на вході в робоче колесо. Елементи планів швидкостей і геометричні розміри колеса, які відносяться до входу і виходу міжлопатевих каналів, відмічені відповідно індексами 1 і 2.
Рисунок 2.8 – План швидкостей рідини на вході робочого колеса
Напрямок перпендикулярний до колового називається меридіональним. Відносна швидкість направлена по дотичній до поверхні лопаті в розглядуваній точці. Колова швидкість направлена по дотичній до кола, на якому розміщена точка.
Виходячи з принципу нерозривності потоку, витрата рідини в будь-якому перерізі дорівнює добутку площі цього перерізу на вектор швидкості (нормальну складову вектора швидкості), тоді
, (2.3)
де – площа поперечного перерізу вхідного отвору робочого колеса;
D1 – діаметр вхідного отвору робочого колеса;
b1 – ширина каналу на вході робочого колеса;
– меридіональна складова абсолютної швидкості рідини на вході робочого колеса.
При відомій подачі насоса Q, з рівняння (2.3) знаходимо абсолютне значення швидкості
, (2.4)
Порядок побудови плану швидкостей (рис.2.8).
Відкладаємо в певному масштабі значення колової (переносної швидкості) . З початку вектора цієї швидкості проводимо меридіональний напрямок, з кінця – під кутом 1 проводимо лінію. На меридіональному напрямку відкладаємо (в масштабі) значення швидкості і з кінця вектора цієї швидкості проводимо пряму паралельну швидкості (до перетину з лінією проведеною під кутом 1). Отриману точку перетину з’єднуємо з початком швидкості і отримуємо відрізки швидкостей і . Виміривши ці відрізки і помноживши їх на масштаб отримаємо абсолютні значення швидкостей і . Кут 1 (між абсолютною і коловою швидкостями) називається гідродинамічним кутом (в нашому випадку він гострий).
Відкриваючи засувку на виході насоса (при постійній частоті обертання вала насоса), збільшуємо подачу насоса до значення , а значить згідно рівняння (2.4) збільшуємо величину нормальної складової швидкості до значення . Побудуємо новий трикутник швидкостей (аналогічно першому), в якому = 90. В цьому трикутнику = , а – відносна швидкість руху рідини.
Продовжуючи відкривати засувку на виході насоса, отримаємо подачу , швидкості , , , при цьому гідродинамічний кут буде >90.
Режим роботи насоса при = 90 називається безударним (оптимальним). При такому режимі роботи насоса вхід рідини в канали робочого колеса відбувається без втрат енергії на удар об лопаті колеса.
Аналогічно будується трикутник швидкостей рідини на виході із робочого колеса, з якого знаходимо абсолютні значення швидкостей .