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 Fτ (радиальная) и направленную по касательной к окружности Fu 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
u1 u2 –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса
С1 С2 – (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: C1u C2u и C2τ C1τ(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
u1 u2 –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения
текучего на входе и выходе колеса
С1 С2 – (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: C1u C2u и C2τ C1τ(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 НТ=f(QТ) 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
u1 u2 –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса
С1 С2 – (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: C1u C2u и C2τ C1τ(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
u1 u2 –(касательная к окружностям) вектора скоростей переносного движения текучего на входе и выходе колеса
С1 С2 – (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: C1u C2u и C2τ C1τ(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 (С2u’< С2u).
Теоретический напор при конечном числе(НТ) лопаток будет меньше чем при бесконечном числе лопаток (НТ8).
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 Нтр, обусловленные трением жидкости о движущиеся и неподвижные поверхности проточной части турбомашины, приближенно могут быть описаны формулой:
НТР=кТР*QТ2, где кТР-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).
µЩ- коэффициент расхода ч/з щель; SЩ– площадь щели; ρ- плотность текучего; ∆РЩ– 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 Qm=ρQ(кг/с; кг/мин)
- весовая QВ=gQm=gρQ (Н/ч; Н/мин)
2. Напор (давление)– запас энергии которое передает машина.
3. Полезная мощность – это мощность на выходе из машины
NП=QP/1000, кВт- вентилятор, компрессор
NП=ρgHQ/3600*1000, кВт – насосы
4. Потребляемая мощность
N=ωM/1000, кВтгде ω – угловая скорость рад/с, М-момент Н/м.
η=NП/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+ρgHГ.
С1-средняяскорость движения;
СВС, СН- средние скорости на входе и выходе из насоса(всасывания и нагнетания);
Сн=4Q/πd23600
РВС, РН-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;
НВС, НН-высота всасывания и нагнетания
(НГ) Геодезическая высота-это высота на которую поднимается жидкость:HГ=НВС+НН
∆hВС, ∆hН-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; ni-число последовательно включенных местных сопротивлений i-го типа; к-число типов местных сопротивлений.
Напор сети(характеристика водоотливной сети):
НС=НГ+RCQ2.
| 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 РТ:
РТ=gHГ(ρа-ρ), где ρа и ρ-плотность воздуха атмосферного и выходящего из шахты, НГ-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:
PC=ξCQ2, где ξС-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.
Hм=Hc Pм=Pc Qc=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
αс < 90° tg αс >0 90° < αм < 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
НГ<0,9*z*HКО - насосы(HКО-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; Кг-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:
ReН=ReM
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).
|
Билет 19. Определение предполагаемых параметров режима работы и выбор насоса для главного водоотлива
1)Определяем параметры предполагаемого режима работы насоса:
Минимальная подача определяется по формуле:
Qmin=24*QH/20 м3/ч, где Qн-нормальный приток.
Необходимый ориентировочный напор насоса:
Н’=НГ/ηТР
где ηТР – коэффициент полезного действия трубопровода, принимаем;
НГ – геодезическая высота, м; НГ=НШ+НВС;
НШ-глубина шахты;
НВС – рекомендуемая высота всасывания, принимаем НВС=3 м.
НГ=НШ+НВС м.
В зависимости от pH и Н’ схему водоотлива(одноступенчатая, двухступенчатая). |