Билет 19. Определение предполагаемых параметров режима работы и выбор насоса для главного водоотлива

Билет 1. Принципиальная схема и принцип действия центробежной турбомашины. Схема центробежной машины. 1-устройство подвода в виде конического сходящегося насадка (патрубка) 2-корпус предназначенный для сбора входящего из колеса текучего и направление его к выходному устройству 3-рабочее колесо с лопатками которое приводится во вращение валом-4-вал Для уменьшения скорости движения текучего и повышения статического давления (напора) на выходе из корпуса располагается конически расходящийся насадок-5 (диффузор). При вращении рабочего колеса с угловой скоростью ω его лопатка воздействует на частицу текучего с силой F нормальной к поверхности лопатки эту силу можно разложить на две составляющие направленную по радиусу F_τ (радиальная) и направленную по касательной к окружности F_u проходящей через частицу. За счет касательной (тангенциальной) составляющей силы, частицы вместе с элементами колеса вращаются вокруг оси, совершая перенос движения. При вращении частицы на нее будет действовать центробежная сила которая складывается с радиальной составляющей силы взаимодействия лопатки и частицы. За счет суммы этих сил частица текучего будет перемещаться от центра колеса к периферии вдоль лопатки участвуя в относительном движении. Скорости движения частицы относительно корпуса машины будут абсолютными поскольку текучее перемещается от центра колеса к его периферии на входе в машину создается вакуум (разряжение) и под действием этого разряжения поток текучего будет поступать в машину.	Билет 2.1. Основы кинематики потока в рабочем колесе идеальной центробежной машины. Идеальной называется машина с бесчисленным множеством исчезающих тонких лопаток в которой отсутствуют все виды потерь энергии и текучие считается несжимаемым. Кинематика рассматривает законы движения движущегося текучего в рабочем колесе турбомашины, имеет сложный трехмерный характер. Когда местные скорости по ширине канала будут одинаковые на данном радиусе тогда мы переходим к рассмотрению двумерной модели Рассечем плоскостью нормальной к оси, сечением А-А	Билет 2.2. W₁ W₂ – (касательная к лопатке) вектора скоростей относительного движения на входе и выходе колеса u₁u₂ –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса С₁С₂ – (составляющая W и u) вектора скоростей абсолютного движения текучего на входе и выходе колеса τ₁ τ₂ – радиус входа и выхода Вектора скоростей разбиваются на две другие составляющие абсолютных скоростей: C₁_u C₂_u и C_2τC_1τ(тангенциальную и радиальную) β₁ β₂ – углы наклона лопаток рабочего колеса на входе и выходе.
Билет 3. Основное энергетическое уравнение турбомашины. Т: Секундное изменение момента количества движения текучего в рабочем колесе равно сумме моментов всех внешних сил действующих на объем текучего относительно оси вращения колеса. W₁ W₂ – (касательная к лопатке) вектора скоростей относительного движения на входе и выходе колеса u₁u₂ –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса С₁С₂ – (составляющая W и u) вектора скоростей абсолютного движения текучего на входе и выходе колеса τ₁ τ₂ – радиус входа и выхода Вектора скоростей разбиваются на две другие составляющие абсолютных скоростей: C₁_u C₂_u и C_2τC_1τ(тангенциальную и радиальную) β₁ β₂ – углы наклона лопаток рабочего колеса на входе и выходе.	Билет 4.1. Теоретическая напорная характеристика идеальной турбомашины и ее зависимость от угла наклона лопаток рабочего колеса. В качестве основной характеристики турбомашины принимают зависимость м/у ее напором(давлением) и подачей(производительностью) при постоянной частоте вращения колеса Н_Т=f(Q_Т) и называют ее индивидуальной теоретической характеристикой. При изменении частоты вращения и параметров рабочего колеса индивидуальная хар-ка из-ся. 1)При β<90⁰-динамический напор будет<статического u₁u₂ –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса С₁С₂ – (составляющая W и u) вектора скоростей абсолютного движения текучего на входе и выходе колеса τ₁ τ₂ – радиус входа и выхода Вектора скоростей разбиваются на две другие составляющие абсолютных скоростей: C₁_u C₂_u и C_2τC_1τ(тангенциальную и радиальную) 2)При β=90⁰-динамический напор будет=статического	Билет 4.2. 3)При β>90⁰-динамический напор будет>статического
Билет 5.1. Влияние конечного числа лопаток рабочего колеса на характеристику центробежной машины. движения на входе и выходе колеса u₁u₂ –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса С₁С₂ – (составляющая W и u) вектора скоростей абсолютного движения текучего на входе и выходе колеса τ₁ τ₂ – радиус входа и выхода Вектора скоростей разбиваются на две другие составляющие абсолютных скоростей: C₁_u C₂_u и C_2τC_1τ(тангенциальную и радиальную) β₁ β₂ – углы наклона лопаток рабочего колеса на входе и выходе. Билет 6.2.	Билет 5.2. Угол (β₂’) м/у средней относительной скоростью (ω₂’) выровненного потока и обратным направлением скорости (u₂) оказывается фактически меньше выходного угла лопасти (β₂). Это приводит к увеличению относительной скорости(ω₂’> ω₂) и к уменьшению скорости закручивания (С₂_u’< С₂_u). Теоретический напор при конечном числе(Н_Т) лопаток будет меньше чем при бесконечном числе лопаток (Н_Т8). Коэффициент циркуляции по замкнутому контуру. z - число лопаток, z ≈ 6 ÷ 12 Билет 7. Классификация машин для транспортирования текучего. 1.по способу передачи энергии текучему: а. Объемного действия – передача энергии осуществляется в процессе принудительного воздействия из рабочего объема переменной величины. По конструкции: - поршневые - винтовые - пластинчатые б. Турбомашины – передача энергии осуществляется в процессе силового воздействия лопаток рабочего колеса с частицами текучего и обтекании им этих лопаток. По конструкции: - центробежные - диагональные - осевые в. Струйные устройства – передача энергии осуществляется в процессе смешения рабочей и транспортируемой жидкости. К ним относятся: струйные насосы(гидроэлеваторы), инжекторы, эжекторы, вихревые насосы. 2.по степени повышения давления(отношение конечного давления к начальному Е=Р₂/Р₁): а. вентиляторы ε ≤ 1,1 б. воздух(газо) дувки 1,1< ε ≤ 3 в. компрессоры, насосы ε > 3 3.кинематика движения текучего Если поток входит в колесо машины вдоль оси то такие машины называются центробежными Если входит и выходит вдоль оси – осевая Если поток входит в колесо вдоль оси а выходит под углом менее 90° то – диагональная 4.конструкция рабочего органа: а. поршневые б. шестеренные в. винтовые г. Пластинчатые д. лопаточные	Билет 6.1. Потери энергии в турбомашинах и их влияние на напорную характеристику При движении реальных жидкостей через рабочее колесо или турбомашину имеют место 3 вида потерь: 1)К гидравлическим относят потери на вязкое трение в проточной части машины и потери на вихреобразование (удар) Потери напора Н_тр, обусловленные трением жидкости о движущиеся и неподвижные поверхности проточной части турбомашины, приближенно могут быть описаны формулой: Н_ТР=к_ТРQ_Т², где к_ТР-коэф зависящий от относительной шероховатости поверхностей, сечений каналов и др. 2)Объемные потери* связаны с внутренними и внешними утечками жидкости через неплотности под действием разности давления (напора). µ_Щ- коэффициент расхода ч/з щель; S_Щ– площадь щели; ρ- плотность текучего; ∆Р_Щ– перепад давления на щели. 3)Механические потери обусловлены в турбомашинах трением наружных поверхностей дисков рабочих колес о жидкость(дисковое трение),в сальниках и подшипниках ротора. Жидкость находящаяся в зазоре м/у неподвижным корпусом и наружными поверхностями вращающихся колес оказывает тормозящее действие на ротор с потерей части мощности Анализ эксплуатационных характеристик показывает, что напорные характеристики Н=f(Q) шахтных центробежных турбомашин имеют две типичные формы (рис.): без максимума (а) и с максимумом (б)-центробежные турбомашины. (а). Угол наклона лопаток на выходе<90⁰-рационально спроектированы (б). Угол наклона лопаток на выходе>90⁰-нерационально спроектированы. (в)-осевые турбомашины. Билет 8. Основные эксплуатационные параметры турбомашин. 1. Подача (производительность) – количество текучего на входе в единицу времени. - объемная Q=V/t (м³/ч; м³/мин) - массовая Q_m=ρQ(кг/с; кг/мин) - весовая Q_В=gQ_m=gρQ (Н/ч; Н/мин) 2. Напор (давление)– запас энергии которое передает машина. 3. Полезная мощность – это мощность на выходе из машины N_П=QP/1000, кВт- вентилятор, компрессор N_П=ρgHQ/36001000, кВт – насосы 4. Потребляемая мощность* N=ωM/1000, кВтгде ω – угловая скорость рад/с, М-момент Н/м. η=N_П/N - КПД
Билет 9.1. Характеристика водоотливной сети Гидравлическая машина соединена с внешней сетью: насосы и компрессоры-с системой трубопроводов, вентилятор-с системой горных выработок. Внешняя сеть водоотливной установки представляет собой трубопровод оснащенный спец.арматурой. Насос должен создавать напор Н, достаточный для подъема воды на требуемую высоту, преодоления атмосферного противодавления и вредных сопротивлений в трубопроводе, сообщение кинетической энергии жидкости. Р₁-давление на поверхности жидкости, P₁=Pa+ρgH_Г. С₁-средняяскорость движения; С_ВС, С_Н- средние скорости на входе и выходе из насоса(всасывания и нагнетания); Сн=4Q/πd²3600 Р_ВС, Р_Н-давление на входе и выходе насоса; Ра-давление на выходе из трубопровода(атмосферное); Са-средняя скорость движения жидкости; h-расстояние выходного патрубка до оси насоса; Н_ВС, Н_Н-высота всасывания и нагнетания (Н_Г) Геодезическая высота-это высота на которую поднимается жидкость:H_Г=Н_ВС+Н_Н ∆h_ВС, ∆h_Н-потери напора во всасывающем и нагнетательном трубопроводе(на входе и выходе).	Билет 9.2. (1)Уравнение Бернули(для всасывающей части): (2)Уравнение Бернули(для нагнетательной части): т.к Sприемное(сечение)>>Sвс=>Свс>>С₁≈0; Сн=Са. Тогда (1)+(2): Потери напора в трубопроводе пропорциональны квадрату скорости: где ξ-коэф пропорциональности, учитывающий конфигурацию, размеры, шероховатость и материал трубопроводов. Сопротивление сети: , где d-внутренний диаметр трубопровода; λ-коэф гидравлических сопротивлений(Дарси); l-длина трубопровода; ζ-коэф местных сопротивлений i-го вида; n_i-число последовательно включенных местных сопротивлений i-го типа; к-число типов местных сопротивлений. Напор сети(характеристика водоотливной сети): Н_С=Н_Г+R_CQ².	Билет 10. Характеристика вентиляторной сети. Гидравлическая машина соединена с внешней сетью: насосы и компрессоры-с системой трубопроводов, вентилятор-с системой горных выработок. Вентиляционная сеть представляет собой систему горных выработок и каналов, соединяющих вентилятор с вентиляционным стволом. Естественная тяга может создавать в вентиляционной сети некоторое положительное или отрицательное противодавление. Величина естественной тяги Р_Т: Р_Т=gH_Г(ρ_а-ρ), где ρ_а и ρ-плотность воздуха атмосферного и выходящего из шахты, Н_Г-геодезическая высота. Зимой более холодный воздух облегчает проветривание горных выработок в связи с тем, что плотность воздуха, выходящего из шахты, меньше плотности подаваемого вентилятором в шахты чистого холодного воздуха. В летнее время наблюдается обратное явление: выходящий из шахты воздух плотнее поступающего в нее воздуха, и естественная тяга представляет как бы дополнительное сопротивление сети для вентилятора. На преодоление естественной тяги летом требуется затрата вентилятором дополнительной энергии. Характеристика вентиляционной сети: P_C=ξ_CQ², где ξ_С-коэф,зависящий от шероховатости стенок выработок, их длины, сечения и формы; Q-производительность.
Билет 11. Работа турбомашины на внешнюю сеть. Влияние параметров сети и характеристики машины на режим работы. H_м=H_c P_м=P_c Q_c=Q Напор (давление) развиваемые транспортной машиной полностью расходуется во внешнюю сеть а производительность (подача) равна расходу в сети. Для того чтобы определить параметры фактического режима работы на внешнею сеть можно воспользоваться аналитическим или графическим методом. 1)При аналитическом методе совместное решение характеристик машины и сети сводится к определению корней уравнений. 2)Более простым и наглядным является графический метод. Суть состоит в том, что на копию индивидуальных характеристик турбомашины в том же масштабе накладывается характеристика внешней сети. И согласно условием установленного режима точка пересечения характеристик позволит определить фактические параметры. -вентилятор	Билет 12. Устойчивость работы турбомашины на внешнюю сеть. Общее и частные условия для насосов и вентиляторов. Режим работы т.м., который автоматически восстанавливается после исчезновения причины вызвавшей его первоначальное отклонение называется устойчивым, в противном случае режим неустойчивый. Общие условия: -для насоса; -для вентилятора α_с < 90° tg α_с >0 90° < α_м< 180° Согласно необходимым и достаточным условиям при работе центробежного вентилятора на сеть с любым аэродинамическим сопротивлением, режим будет однозначным, а значит устойчивым. – для осевых вентиляторов Н_Г<0,9zH_КО- насосы(H_КО-напор при 0 подаче).	Билет 13.1. Условия геометрического, кинематического и динамического подобия потоков, протекающих через натурную и модельную турбомашины. Поскольку точный учет всех факторов влияющих на характеристики т.м. не возможны при разработке новых (уникальных) машин и в процессе эксплуатации используют принципы подобия. При разработке уникальных машин создаются модели меньших размеров с той же конфигурацией проточной части. Модель испытывают и полученные характеристики пересчитывают по уравнениям подобия. Машины и протекающие через них потоки будут подобными, если соблюдаются условия геометрического, кинематического и динамического подобия. 1)Машины можно считать геометрически подобными если соотношения сходственных размеров в сходственных точках и углы будут одинаковы где Н – натурная; М – модельная машины; К_г-коэф геометр подобия. Геометрическое подобие предопределяет в определенной степени кинематическое подобие машины и потоков. 2)Кинематически подобными считаются машины у которых в сходственных точках будут подобными многоугольники скоростей. где Кк-коэф кинематического подобия.
Билет 13.2. где Н – натурная; М – модельная машины. 3)Динамическое подобие предусматривает постоянство отношений сходственных сил в сходственных точках машины (сила инерции, сила вязкости, веса). Достаточным условием динамического подобия установившегося движения несжимаемой вязкой жидкости в турбомашинах является равенство чисел Рейнольдса(Re) для натурной и модельной машин: Re_Н=Re_M Число Re=cD/v, где с-скорость потока; D-линейный размер рабочего колеса; v-кинематический коэф вязкости. Число (Re) характеризует отношение сил инерции к силам вязкости, т.е. учитывает влияние вязкости жидкости на движение потока. Геометрически подобные машины составляют серию или их тип.	Билет 14. Законы подобия турбомашин. Законы подобия устанавливают соотношения эксплуатационных параметров функции наружного диаметра рабочего колеса D₂ и частоты вращения n. где Н – натурная; М – модельная машины.	Билет 15. Понятие рабочего участка характеристики турбомашины и области ее промышленного использования. Определение границ области промышленного использования. Совокупность всех возможных устойчивых и экономически выгодных режимов работы образуют область промышленного производства Область промышленного использования центробежных вентиляторов сверху ограничено рабочим участком (предельной характеристикой давления), а слева, снизу и справа ограничена изолинией КПД=0,6 Область промышленного использования осевых вентиляторов ограничена условием устойчивой работы слева рабочим участком (характеристикой давления при θ = 15°), снизу изолинией КПД 0,6 и справа рабочим участком (предельной характеристикой давления при θ = 45°). Область промышленного использования многоступенчатых насосов ограничена слева и справа условием экономичной работы т.е. значением КПД 0,85 сверху рабочим участком (характеристики при максимальном числе ступеней, снизу рабочим участком (характеристики при минимальном числе ступеней).