Афанасьев, Ю.О. Гидрогазомеханика

Подождите немного. Документ загружается.

110

При ускорении движения порш-

ня, т.е. когда в воздушный колпак по-

ступает наибольшее количество жид-

кости, воздух, находящийся в послед-

нем, сжимается. Избыток жидкости

поступает в колпак и удаляется из не-

го, когда подача становится ниже

средней. При этом давление воздуха,

находящегося в колпаке, изменяется

незначительно (поскольку его объем

гораздо больше объема поступающей

жидкости) и движение жидкости в на-

гнетательном (или всасывающем) трубопроводе становится близ-

ким к стационарному.

При расчете высоты всасывания поршневых насосов надо

учитывать потери напора на преодоление сил инерции во всасы-

вающем трубопроводе. Эти инерционные потери обусловлены

неравномерностью подачи поршневого насоса, в результате чего

на столб жидкости, находящейся во всасывающем трубопроводе

и движущейся с некоторым переменным ускорением, действует

сила инерции, направленная в сторону, противоположную на-

правлению движения жидкости.

13.5. Работа насосов на сеть. Регулирование подачи

При выборе насоса необходимо учитывать характеристику

сети, т.е. трубопровода и аппаратов, через которые перекачивает-

ся жидкость.

Характеристика сети выражает зависимость между расхо-

дом жидкости Q и напором Н, необходимым для перемещения

жидкости по данной сети. Напор может быть определен как сум-

ма геометрической высоты подачи Н

и потерь напора h

. Под-

ставив значение скорости w из уравнения расхода в уравнение

(8.16)

и обозначая V через Q, получим, что потери напора пропорцио-

нальны квадрату расхода жидкости:h

= kQ

где k – коэффициент пропорциональности.

Рис. 48. Воздушные

колпаки:

а – на всасывающей линии;

б – на нагнетательной линии

111

Тогда характеристика

сети выразится зависимо-

стью, представляющей со-

бой уравнение параболы:

H H kQ

  . (13.14)

Совмещение характе-

ристик сети и насоса пока-

зано на рис. 49. Точка А пе-

ресечения этих характери-

стик называется рабочей

точкой; она отвечает наи-

большей производительности насоса Q

при его работе на дан-

ную сеть. Насос должен быть выбран так, чтобы рабочая точка

соответствовала требуемой производительности и напору в об-

ласти наибольших КПД.

Однако в процессе эксплуатации часто возникает необхо-

димость изменить подачу, т.е. требуется привести в соответствие

характеристику насоса и гидравлической сети. Изменение харак-

теристик для обеспечения требуемой подачи называют регулиро-

ванием.

Если требуется более высокая производительность, необхо-

димо одно из следующих мероприятий: 1) увеличить число обо-

ротов электродвигателя; 2) заменить данный насос на насос

большей производительности; 3) увеличить число работающих

насосов.

Увеличение производительности может быть достигнуто

также путем уменьшения гидравлического сопротивления сети h

(рис. 50, а). В этом случае

рабочая точка переместится

по характеристике насоса

вправо (из точки В в точку

А). Напротив, если требу-

ется уменьшить подачу

насоса, то применяют

дросселирование (рис. 50,

б), т.е. увеличение сопро-

Рис. 49. Совмещение характеристик

насоса и сети

насос

сеть

Рис. 51. Регулирование работы

насоса

(n ≠ const)

Рис. 50. Регулирование подачи насоса

дросселированием:

а – напорная характеристика; б – схема:

1 – насос; 2 – дроссель

112

тивления сети путем прикрытия запорно-расходного органа 2. В

этом случае рабочая точка переместится по характеристике насо-

са влево (из точки А

в точку В). Это наиболее простой и широко применяемый способ

регулирования, несмотря на его неэкономичность. Дросселиро-

вание допустимо лишь в случае, когда потребляемая мощность

снижается с уменьшением подачи. Обычно задвижку ставят на

напорной стороне трубопровода во избежание появления кавита-

ции, как показано на рис. 50, б.

Регулирование работы насоса изменением частоты вра-

щения для центробежных насосов основано на законах пропор-

циональности. На

рис. 51 показано, как изменяется подача насоса при работе на

данную сеть при изменении частоты вращения рабочего колеса

от п

до п

и п

. Этот способ регулирования наиболее экономич-

ный, однако он требует применения двигателя постоянного тока

или специальных вариаторов при эксплуатации установки с дви-

гателем переменного тока. Чаще всего в качестве привода ис-

пользуют асинхронные двигатели

с короткозамкнутым ротором, которые не допускают экономич-

ного изменения частоты вращения.

Иногда подачу насосов, обычно осевых, регулируют пере-

пуском части жидкости из линии нагнетания в линию всасыва-

ния. Такой способ называют байпасированием (рис. 52).

Перепуск жидкости

осуществляется откры-

тием задвижки на бай-

пасной линии 1. Харак-

теристика сети остается

постоянной, т.к. задвиж-

ка 2 открыта. Уменьшая

или увеличивая степень

закрытия задвижки 2,

можно регулировать

расход жидкости во

внешней сети.

Рис. 52. Регулирование подачи насоса

байпасированием:

а – напорная характеристика;

б – схема: 1 – байпасная линия;

–

движка

=Н

113

Пусть произошло

уменьшение подачи от

до Q

. Так как харак-

теристика сети не изме-

няется, то при расходе

напор насоса Н

ра-

вен напору сети Н

. При

этом напоре насос разви-

вает подачу Q

. Таким

образом получается, что

жидкость в количестве

поступает во внеш-

нюю сеть, а в количестве

-Q

возвращается во

всасывающий трубопровод. Для получения более высокой про-

изводительности на практике иногда применяют параллельное

соединение насосов, работающих на данную сеть (рис. 53). Об-

щую характеристику насосов получают сложением абсцисс ха-

рактеристик каждого из насосов для данного напора. На рис. 53,

а показана характеристика двух одинаковых насосов, работаю-

щих параллельно. Совмещение характеристики сети с общей ха-

рактеристикой насосов показывает, что рабочая точка В в этом

случае соответствует производительности Q

большей, чем про-

изводительность одного насоса Q

(точка А). Однако общая про-

изводительность всегда будет меньше суммы производительно-

стей насосов, работающих отдельно друг от друга, что связано с

параболической формой характеристики сети. Чем круче эта ха-

рактеристика, тем меньше приращение производительности. По-

этому параллельное включение насосов используют для увеличе-

ния производительности насосной установки, когда характери-

стика сети является достаточно пологой. Увеличение напора при

этом незначительно.

Рис. 53. Параллельная работа насосов:

а – напорная характеристика;

–

сх

ема соединений

а б

114

При последовательном соединении насосов (рис. 54) об-

щую характеристику полу-

чают сложением напоров на-

сосов для каждого значения

производительности. На

рис. 54, а представлена об-

щая напорная характеристи-

ка двух одинаковых насосов,

соединенных последователь-

но (рис. 54, б). Точка пересе-

чения этой характеристики

с характеристикой сети (ра-

бочая точка В) соответствует

суммарным напору и произ-

водительности (Н

и Q

) последовательно соединенных насосов,

работающих на данную сеть. При таком соединении насосов уда-

ется значительно увеличить напор, если характеристика сети яв-

ляется достаточно крутой.

13.6. Неустойчивость работы. Помпаж

В системах, состоящих из центробежных или осевых насо-

сов и трубопроводов, могут возникнуть изменения режимов, обу-

словленные рядом причин:

– срывами потока с лопастей (при дроссельном регулирова-

нии до малых расходов);

– резким изменением частоты вращения вала машины (при

изменении частоты в электрической сети);

– быстрым изменением расходов со стороны потребителей

и т.п.

Такие возмущения выводят систему из равновесия и в неко-

торых случаях могут обусловить неустойчивость работы систе-

мы, выражающуюся в самопроизвольных колебаниях подачи,

давления и мощности. В тех случаях, когда такие колебания со

Рис. 54. Последовательная работа

насосов:

а – напорная характеристика;

б – схема соединений

115

временем затухают, система является устойчивой. Однако при

определенных условиях случайные возмущения вызывают коле-

бания с возрастающей амплитудой, устойчивость не восстанав-

ливается, в системе возникают автоколебания – помпаж.

Явление помпажа схоже с явлением резонанса при колеба-

ниях механических систем.

Неустойчивость и помпаж нежелательны вследствие нару-

шения постоянства рабочего режима насосной установки. Пом-

паж опасен ввиду резкого, толчкообразного повышения давления

в потоке и соответственно увеличения напряжений в рабочих

частях системы. Чаще всего помпаж возникает, когда насос име-

ет напорно-расходную характеристику с западающей левой вет-

вью (обычно тихоходные насосы).

Исследование устойчивости легко провести известным спо-

собом: если, изменив одну из величин, определяющих явление,

обнаруживают, что прочие ве-

личины стремятся привести

процесс в исходное состояние,

то процесс устойчив. Рассмот-

рим случай работы насоса на

сеть с малой аккумулирующей

способностью (малой емко-

стью), как показано на рис. 55.

Пусть характеристика сети

вследствие наличия в ней дрос-

селя может занимать положения

а и b (сеть 1 и сеть 2). Предпо-

ложим, что при работе насоса в

рабочей точке А в сети произошло быстрое увеличение расхода Q

– при этом напор насоса понизится (точка А

), а сопротивление

сети возрастет вследствие увеличения скорости жидкости

в трубопроводе (точка А

). Разность этих напоров уменьшит по-

дачу Q до величины, соответствующей точке А. Таким образом,

изменение расхода вызывает здесь такое изменение напора, ко-

торое приводит процесс

в исходное состояние. Если предположить уменьшение расхода

насос

сеть 1

сеть 2

Рис. 55. Исследование работы

насосной установки

на устойчивость

116

при работе в точке А, то возникает разность напоров, действую-

щая со стороны насоса, что приводит к возрастанию расхода до

исходного (точка А). Это указывает на устойчивость работы на-

соса в точке А характеристики. Применяя этот способ, можно

убедиться в том, что работа насоса во всех точках падающей ха-

рактеристики (А

-А

) является устойчивой.

Рассмотрим теперь работу насоса при увеличенном сопро-

тивлении сети b на рабочей точке В. Увеличение подачи Q, вы-

званное внезапным возмущением, обусловливает рост напора на-

соса и дальнейшее самопроизвольное возрастание подачи до ве-

личины, соответствующей точке В

. При уменьшении подачи со-

противление сети оказывается больше напора, создаваемого на-

сосом, и это вызовет дальнейшее уменьшение подачи (до точки

) и далее до нуля. Поэтому восходящая ветвь характеристики

насоса (В

-В

) является неустойчивой частью характеристики.

Если каким-то способом насосная установка поставлена для ра-

боты в точку В

характеристики, то малейшее изменение в сети

повлечет за собой ¬сползание° режима в точку В

. Это и есть не-

устойчивость или помпаж. Участок неустойчивой работы, оче-

видно, не может иметь места в тех случаях, когда характеристики

насоса

и сети пересекаются только в одной точке.

Для предупреждения помпажа в условиях эксплуатации сис-

тема должна быть снабжена антипомпажными клапанами.

Глава 14. Компрессоры

На промышленных предприятиях широко применяются

машины для перемещения и сжатия газов, например, в системах

вентиляции или в химической переработке. Сжатие газов исполь-

зуют для перемещения их по трубопроводам и аппаратам, а так-

же создания вакуума. Сжатые газы применяют для перемешива-

ния, распыления жидкостей и т.п. Интервал давлений, применяе-

мых

в химических производствах, колеблется в широких пределах –

от 10

-3

до 10

Па [10].

117

14.1. Основные характеристики и область применения

Машины, предназначенные для перемещения и сжатия га-

зов, называют компрессорными машинами.

Отношение конечного давления р

, создаваемого компрес-

сорной машиной, к начальному давлению р

, при котором проис-

ходит всасывание газа, называется степенью сжатия ε.

В зависимости от степени сжатия различают следующие ти-

пы компрессорных машин:

1) вентиляторы ε < 1,1 – для перемещения больших коли-

честв газов;

2) газодувки 1,1 < ε < 3,0 – для перемещения газов при от-

носительно высоком сопротивлении газопроводящей сети;

3) компрессоры ε > 3,0 – для создания высоких давлений;

4) вакуум-насосы – для отсасывания газов при давлении

ниже атмосферного.

По принципу действия компрессорные машины делятся: на

поршневые, ротационные, центробежные и осевые.

В поршневых машинах сжатие газа происходит в результате

уменьшения объема, в котором заключен газ, при возвратно-

поступательном движении поршня.

Сжатие газа в ротационных машинах обусловлено умень-

шением объема, в котором заключен газ, при вращении эксцен-

трично расположенного ротора.

В центробежных машинах энергия передается потоку газа

силовым воздействием лопаток рабочего колеса, в результате че-

го происходит сжатие и повышение кинетической энергии газа.

Эта энергия преобразуется в давление в неподвижных элементах

машины.

В осевых машинах газ сжимается при движении его вдоль

оси рабочего колеса и направляющего аппарата.

В качестве вакуум-насосов могут быть использованы любые

компрессорные машины. Основное отличие вакуум-насосов от

компрессорных машин других типов состоит в том, что всасыва-

ние в них производится при давлении значительно ниже атмо-

118

сферного, а нагнетание – при давлении, несколько превышаю-

щем атмосферное.

В химической промышленности применяют также струй-

ные компрессоры и вакуум-насосы, по устройству подобные

струйным насосам для перемещения жидкостей. В струйных ком-

прессорах и вакуум-насосах сжатие и отсасывание газов осуще-

ствляется за счет кинетической энергии струи вспомогательной

жидкости или пара.

Вентиляторы и газодувки большой производительности,

создающие разряжение, называются эксгаустерами. Для полу-

чения более глубокого вакуума применяют поршневые и

ротационные вакуум-насосы, не отличающиеся по принципу

действия от компрессоров.

14.2. Термодинамика компрессорного процесса

Простейшая теория компрессорных машин, обладающая

практически приемлемой точностью, основывается на термоди-

намике идеального газа. Изменение объема идеального газа, обу-

словленное увеличением или уменьшением давления и темпера-

туры, происходит по причине изменения расстояний между мо-

лекулами.

Термодинамические процессы в идеальных газах протекают

при постоянных значениях теплоемкостей с

и с

и подчиняются

уравнению состояния:

p RT

 

. (14.1)

Применение этого уравнения для расчета компрессорных

процессов дает ошибку тем большую, чем ниже температура газа

и выше его давление.

Так применение (14.1) к сухому воздуху (реальный газ)

в области температур 293Ü373 К и давлений 0Ü5 МПа дает по-

грешность около 1 %.

Расчет компрессоров для воздуха с конечным давлением до

10 МПа по уравнениям термодинамики идеального газа приводит

к погрешности около 2 %, что является допустимым для инже-

нерных расчетов.

119

При конечном давлении воздушного компрессорного про-

цесса выше 10 МПа следует пользоваться уравнением состояния

реального газа

p z RT

 

, (14.2)

где z – коэффициент сжимаемости.

Конечное давление газа при сжатии зависит от условий теп-

лообмена газа с окружающей средой. Теоретически возможны

два предельных случая сжатия:

– все выделяющееся при сжатии тепло полностью отводится

и температура газа при сжатии остается неизменной – изотер-

мический процесс (pv = const);

– теплообмен газа с окружающей средой полностью отсут-

ствует и все выделяющееся при сжатии тепло затрачивается на

увеличение внутренней энергии газа, повышая его температуру, –

адиабатный процесс (pv

= const).

В действительности сжатие газа лишь в большей или мень-

шей степени приближается к одному из этих теоретических про-

цессов. При сжатии газа наряду с изменением его объема и дав-

ления происходит изменение температуры и одновременно часть

тепла отводится в окружающую среду. Такой процесс сжатия на-

зывается политропным (pv

= const).

Политропный процесс является общим видом процесса сжа-

тия и протекает в компрессорах в зависимости от внешних

и внутренних условий с показателем политропы n = 1,15Ü1,8.

Процессы сжатия удобно изображать графически в коорди-

натах T – S (абсолютная температура – энтропия). На рис. 56 по-

казаны теоретические процессы сжатия газов на T – S диаграмме

состояния. Процесс сжатия газа представляется линией 1-2. Иде-

альный адиабатный процесс характеризуется постоянством эн-

тропии (рис. 56, б) в результате отсутствия теплообмена с окру-

жающей средой и внутреннего тепловыделения, обусловленного

газовым трением в потоке. В реальных компрессорах, очевидно,

изоэнтропный процесс невозможен.

Изотермический (рис. 56, а) и адиабатный (см. рис. 56, б)

процессы не осуществимы на практике и используются для оцен-

ки энергетической эффективности реальных компрессоров.