- плотность (“тяжесть” жидкости)
- давление насыщенных паров (температура кипения)
- температура
- вязкость (“густоту” жидкости)
Характеристики жидкости
Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную информацию о характеристиках той жидкости, которая должна подаваться потребителю. Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, используется такое понятие, как “плотность” или “удельный вес”; этот параметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая буква “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м 3). Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давления вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже возможно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, возможно образование пара и возникновение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрицательные последствия для его характеристик и способно вызвать серьезные повреждения (смотрите главу о кавитации). Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значение этих потерь можно получить у изготовителя конкретного насоса. Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает. Расход воды Он определяется как объем, который должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. Применяемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м 3 /ч) для насосов средней производительности и, наконец, кубометры в секунду (м 3 /с) для самых мощных насосов. Размеры поперечного сечения трубопровода определяются объемом, который должен быть подан потребителю при данной скорости потока жидкости “v”:Геодезическая (статическая) высота всасывания
Она определяется как разница в геодезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной поверхностью жидкости в наиболее низко расположенном резервуаре, измеряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).Статическая высота подачи (статический напор)
Она определяется как разница в геодезическом уровне между выпускным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходимо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).Потери давления на всасывании
Это потери на трение между жидкостью и стенками трубопровода и зависят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления возрастают во второй степени (рис. 4, поз. 1). Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика. Потери давления в напорном трубопроводе Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).Конечное избыточное давление
Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна подаваться жидкость (рис. 5, поз. 1).Начальное избыточное давление
Это давление на свободной поверхности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (барометрическое) давление (рис. 5, поз. 2).Связь между напором и давлением
Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидкости и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м 2) или в паскалях (Па). Поскольку это очень незначительная величина, в практику эксплуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, названную баром. Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости: Таким образом, высоту столба жидкостей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте водяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц измерения давления. Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.Гидравлическая мощность (P hyd) насоса определяет объем жидкости, подаваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с помощью следующей формулы:
Пример
Объем в 35 м 3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопроводе принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах. Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м 3 и значение ускорения свободного падения 9,81 м/с 2 . Решение: Общий напор (H): Высота всасывания - 4,00 м Потери напора на всасывании - 0,40 м Высота нагнетания - 16,00 м Потери давления в напорном трубопроводе - 1,30 м Конечное давление: - 2 бара*~20,40м Минус 1 атм**~ -9,87 м Общий напор - 32,23 м Гидравлическая мощность определяется по формуле: * В данном примере конечное избыточное давление дано как абсолютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолютного вакуума. ** Если конечное избыточное давление дано как абсолютное, то начальное избыточное давление необходимо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жидкость. Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращающихся лопаток испытывает положительное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насосах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными лопатками называют “направляющим аппаратом”. Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давления в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному патрубку, поскольку гидродинамическое давление, создаваемое рабочим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.Рабочие характеристики насоса
На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”. Из нее видно, что максимальное давление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возрастает (увеличивается объем перекачиваемой жидкости), высота нагнетания падает. Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяется изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H 1 насос будет подавать объем Q 1 и аналогично при H 2 - Q 2 .Эксплуатационная характеристика насоса
Как уже было показано выше, потери напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности трубопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кривую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопления, текущая высота нагнетания может не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.
Рабочая точка
Рабочая точка – это точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например изменение проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказываются на характеристики гидросистемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Аналогичным образом изменения в насосе, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабочей точки.Последовательно включенные насосы
Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последовательно включенных одноступенчатых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желательно при проверке состояния насоса. Поскольку неработающий насос создает существенное сопротивление, необходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14). Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяется суммой значений высоты нагнетания каждого отдельного насоса.Параллельно включенные насосы.
Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля состояния насосов или для обеспечения эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомогательного или резервного оборудования (например, сдвоенные насосы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавливать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить образование противотока через один из неработающих насосов. Этим требованиям в сдвоенных насосах удовлетворяет переключающий клапан типа заслонки. Для параллельно работающих насосов общая подача (рис. 17) определяется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.КПД насоса
КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразовалась в полезную гидравлическую энергию. На КПД влияют:- форма корпуса насоса;
- форма рабочего колеса и диффузора;
- качество шероховатости поверхности;
- уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной полостями насоса.
Чтобы потребитель имел возможность определить КПД насоса в конкретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудования прилагают к диаграммам рабочих характеристик насоса диаграммы с графиками характеристик КПД (рис. 18).
Типовые закономерности
Приведенные далее типовые зако номерности демонстрируют теоретическое влияние диаметра ( d ) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Напор пропорционален диаметру во второй степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит напор в 4 раза. Подача пропорциональна диаметру в третьей степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит подачу в 8 раза. Потребляемая мощность пропорциональна диаметру в пятой степени: Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит потребляемую мощность в 32 раза.Типовые закономерности
Приведенные далее типовые зако номерности демонстрируют теоре тическое влияние частоты враще ния (n) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Подача пропорциональна частоте вращения: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в два раза повысит подачу. Напор пропорционален квадрату частоты вращения: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 4 раза повысит напор. Потребляемая мощность пропорциональна частоте вращения в третьей степени: Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 8 раз повысит потребляемую мощность.Потребляемая мощность
P 1 : Мощность, потребляемая электродвигателем из электросети. У электродвигателей, непосредственно присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе циркуляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности указывается на фирменной табличке с техническими данными. P 1 также можно определить по следующей формуле: (3-фазные электродвигатели) (1-фазные электродвигатели) где: V = напряжение (В) I = сила тока (A) cos ϕ = коэффициент мощности (-) P 2 : мощность на валу электродвигателя. В случае, когда электродвигатель и насос являются отдельными узлами (включая стандартные и погружные электродвигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя. P 3 : Мощность, потребляемая насосом Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощности насоса. В случае непосредственного присоединения электродвигателя к валу насосов: P 3 = P 2 . P 4 : Мощность насоса (P hydraulic) Значение мощности насоса определяется по формуле:Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации
Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуатации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не совпадает с теоретической из-за коэффициентов запаса прочности, закладываемых в гидросистему. Рабочая точка гидросистемы с насосом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы, следовательно, подача обычно бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы. Такое несоответствие может создать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может возникать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии. Вследствие этого возникает необходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из указанных ниже способов:- Изменение характеристики гидросистемы путем прикрытия дроссельного клапана (дросселирование) (рис. 22).
- Изменение характеристики насоса за счет уменьшения наружного диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
- Изменение характеристики насоса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).
Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана
Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидросистеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического напора H dyn), делая кривую характеристики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка смещается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25). В результате снижается потребляемая мощность, поскольку центробежные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регулировании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить специальные расчеты для оценки рентабельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.Модификация рабочего колеса
В тех случаях, когда снижение производительности насоса и напора требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра рабочего колеса. При этом протачивают по наружному диаметру либо все рабочее колесо, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД насоса. Снижение КПД обычно бывает более значительно в тех насосах, которые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра незначительно. Когда уменьшение наружного диаметра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соотношениями: На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра D x с помощью диаграммы характеристики “H/Q” в линейных координатах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Q x , H x) прямой линией, продолженной до пересечения с характеристикой имеющегося насоса (Q, H) в точке “s”. После этого новый диаметр (D x) рассчитывается по следующей формуле: Однако эти зависимости недействительны в случае необходимости значительного снижения производительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить занижение рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаметра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение D x , рассчитываемое как указывалось выше. После этого насос подвергается испытаниям, после которых можно определить окончательный диаметр. В серийном производстве этого можно избежать. Имеются графики рабочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непосредственно по которым можно рассчитать значение D x , используя вышеуказанные формулы.Регулирование частоты вращения
Изменение частоты вращения вызовет изменения в рабочих характеристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми закономерностями, указанными ранее:Кавитация
Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса. Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптимальными для данных условий эксплуатации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании гидросистемы. Вращение рабочего колеса отбрасывает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со стороны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопровод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Разряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости. Это разряжение ограничено давлением насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка снизить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, поскольку она начнет закипать. В насосе кавитация возникает тогда, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже давления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в области высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31). Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, настолько серьезно, что может отрицательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса. Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик материала, из которого оно изготовлено; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавеющей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна. Потеря в массе различных материалов (при сравнении за основу взят чугун = 1,0): С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуатации. Зачастую повреждение остается не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.Расчеты по устранению опасности кавитации
Кавитационный запас H max насоса, необходимый для устранения опасности кавитации, рассчитывается следующим образом: H max: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный , насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный , для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным. H b: Атмосферное давление со стороны насоса; это – теоретически максимальная высота всасывания. Это значение H b зависит от плотности жидкости и значения “g” со стороны насоса (рис. 32). H fs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присоединенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.NPSH: N et P ositive S uction H ead
Этот параметр отражает минимальное давление на всасывании, необходимое для безаварийной эксплуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, значение NPSH будет расти с ростом подачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкретного насоса. Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости. H v : Этот параметр отражает давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Он включен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. H v также зависит от плотности жидкости: H s : Этот параметр представляет собой запас прочности, который должен определяться в конкретных условиях в зависимости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практике его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выбирают равным 2 м.Как избежать кавитации
Данная аргументация основана на приведенной выше формуле: H max = H b - H fs - NPSH - H v - H s и учитывает влияние каждого из членов уравнения. H max : Насос всегда необходимо устанавливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасывания. Последний способ часто бывает наиболее дешевым решением. Положительное давление на всасывании, создаваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживаться как можно более высоким. H b : Этот показатель является постоянным при перекачивании определенной жидкости в данном месте. H fs : Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов. NPSH : Следует выбирать насос с наименьшим потребным NPSH. H v : Этот параметр может снижаться при падении температуры жидкости (температуры окружающей среды). H s : Устанавливается индивидуально. Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насоса путем частичного закрытия нагнетательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требуемое значение NPSH и H fs , следовательно возрастет значение H max .Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации
Многие предпочитают преобразовать формулу в функции NPSH следующим образом: Это дает имеющееся значение NPSH available для данной гидросистемы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSH required , указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего насоса. Таким образом, если NPSH available ≥NPSH required кавитации удается избежать. Однако если NPSH available ≤NPSH required то опасность возникновения кавитации сохраняется.Подключение электродвигателя « GRUNDFOS » в соответствии с обозначением на его шильдике
Расшифровка обозначений : “ - “ означает “от - до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами; “ D “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «треугольник»; “ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда». 1 х 220-230 / 240 V- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».
На основании заданной для вентилятора или насоса подачи и суммарного напора, а для компрессора - подачи и удельной работы сжатия - определяется мощность на валу, в соответствии с которой может быть осуществлен выбор мощности приводного двигателя.
Для центробежного вентилятора, например, формула определения мощности на валу выводится из выражения энергии, сообщаемой движущемуся газу в единицу времени.
Пусть F - сечение газопровода, м2; m - масса газа за секунду, кг/с; v - скорость движения газа, м/с; ρ - плотность газа, м3; ηв, ηп - кпд вентилятора и передачи.
Известно, что
Тогда выражение для энергии движущегося газа примет вид:
откуда мощность на валу приводного двигателя, кВт,
В формуле можно выделить группы величин, соответствующих подаче, м3/с, и напору вентилятора, Па:
Из приведенных выражений видно, что
Соответственно
здесь с, с1 с2 - постоянные величины.
Отметим, что вследствие наличия статического напора и конструктивных особенностей центробежных вентиляторов показатель степени в правой части может отличаться от 3.
Аналогично тому, как это было сделано для вентилятора, можно определить мощность на валу центробежного насоса, кВт, которая равна:
где Q - подача насоса, м3/с;
Нг- геодезический напор, равный разности высот нагнетания и всасывания, м; Нс - суммарный напор, м; P2 - давление в резервуаре, куда перекачивается жидкость, Па; P1 - давление в резервуаре, откуда перекачивается жидкость, Па; ΔН - потеря напора в магистрали, м; зависит от сечения труб, качества их обработки, кривизны участков трубопровода и т. д.; значения ΔН приводятся в справочной литературе; ρ1 - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения; ηн, ηп - к. п. д. насоса и передачи.
С некоторым приближением для центробежных насосов можно принять, что между мощностью на валу и скоростью существует зависимость Р = сω 3 и М = сω 2 . Практически показатели степени у скорости меняются в пределах 2,5- 6 для различных конструкций и условий работы насосов, что необходимо учитывать при выборе электропривода.
Указанные отклонения определяются для насосов наличием напора магистрали. Отметим попутно, что очень важным обстоятельством при выборе электропривода насосов, работающих на магистрали с высоким напором, является то, что они весьма чувствительны к снижению скорости двигателя.
Основной характеристикой насосов, вентиляторов и компрессоров является зависимость развиваемого напора Н от подачи этих механизмов Q. Указанные зависимости представляются обычно в виде графиков НQ для различных скоростей механизма.
На рис. 1 в качестве примера приведены характеристики (1, 2, 3, 4) центробежного насоса при различных угловых скоростях его рабочего колеса. В тех же координатных осях нанесена характеристика магистрали 6, на которую работает насос. Характеристикой магистрали называется зависимость между подачей Q и напором, необходимым для подъема жидкости на высоту, преодоления избыточного давления на выходе из нагнетательного трубопровода и гидравлических сопротивлений. Точки пересечения характеристик 1,2,3 с характеристикой 6 определяют значения напора и производительности при работе насоса на определенную магистраль при различных скоростях.
Рис. 1. Зависимость напора Н насоса от его подачи Q.
Пример 1. Построить характеристики Н, Q центробежного насоса для различных скоростей 0,8ωн; 0,6ωн; 0,4ωн, если характеристика 1 при ω = ωн задана (рис. 1).
1. Для одного и того же насоса
Следовательно,
2. Построим характеристику насоса для ω = 0,8ωн.
Для точки б
Для точки б"
Таким образом, можно построить вспомогательные параболы 5, 5", 5"... которые на оси ординат при Q = 0 вырождаются в прямую, и характеристики QH для различных скоростей насоса.
Мощность двигателя поршневого компрессора может быть определена на основании индикаторной диаграммы сжатия воздуха или газа. Такая теоретическая диаграмма приведена на рис. 2. Некоторое количество газа сжимается в соответствии с диаграммой от начального объема V1 и давления P1 до конечного объема V2 и давления P2.
На сжатие газа затрачивается работа, которая будет различна в зависимости от характера процесса сжатия. Этот процесс может осуществляться по адиабатическому закону без отдачи тепла, когда индикаторная диаграмма ограничена кривой 1 на рис. 2; по изотермическому закону при постоянной температуре, соответственно кривая 2 на рис. 2, либо по политропе кривая 3, которая показана сплошной линией между адиабатой и изотермой.
Рис. 2. Индикаторная диаграмма сжатия газа.
Работа при сжатии газа для политропического процесса, Дж/кг, выражается формулой
где n - показатель политропы, определяемый уравнением pV n = const; P1 - начальное давление газа, Па; P2 - конечное давление сжатого газа, Па; V1 - начальный удельный объем газа, или объем 1 кг газа при всасывании, м3.
Мощность двигателя компрессора, кВт, определяется выражением
здесь Q - подача компрессора, м3/с; ηк - индикаторный к. п. д. компрессора, учитывающий потери мощности в нем при реальном рабочем процессе; ηп - к. п. д. механической передачи между компрессором и двигателем. Так как теоретическая индикаторная диаграмма существенно отличается от действительной, а получение последней не всегда возможно, то при определении мощности на валу компрессора, кВт, часто пользуются приближенной формулой, где исходными данными являются работа изотермического и адиабитического сжатия, а также к. п. д. компрессора, значения которых приводятся в справочной литературе.
Эта формула имеет вид:
где Q - подача компрессора, м3/с; Аи - изотермическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3; Аа - адиабатическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3.
Зависимость между мощностью, на валу производственного механизма поршневого типа и скоростью совершенно отлична от соответствующей зависимости для механизмов с вентиляторным характером момента на валу. Если механизм поршневого типа, например насос, работает на магистраль, где поддерживается постоянный напор Н, то очевидно, что поршню при каждом ходе приходится преодолевать постоянное среднее усилие независимо от скорости вращения.
На основании полученных формул определяется мощность на валу соответствующего механизма. Для выбора двигателя в указанные формулы следует подставить номинальные значения подачи и напора. По полученной мощности может быть выбран двигатель продолжительного режима работы.
Насосы обычно подразделяют на два основных типа: объемные
и центробежные
.
Объемные насосы
приводят жидкость в движение за счет изменения
объема камеры с жидкостью механическими средствами. Объемные насосы
представляют собой нагрузку с постоянным моментом на валу, тогда как конструкция
центробежных насосов предполагает переменный момент, зависящий от скорости.
передают импульс жидкости за счет вращения рабочего колеса,
погруженного в нее. Импульс приводит к росту давления или подачи на выходе насоса.
В данной статье рассматриваются только центробежные насосы.
Центробежный насос является устройством, которое преобразует энергию привода в кинетическую энергию жидкости путем ее ускорения к наружному ободу рабочего колеса - импеллера. Суть здесь состоит в том, что создаваемая энергия является кинетической. Количество энергии, передаваемое жидкости, соответствует скорости на кромке лопасти импеллера. Чем быстрее вращение импеллера или чем больше его размер, тем выше скорость жидкости на кромке лопасти и тем выше энергия, передаваемая жидкости. Образование сопротивления потоку регулирует кинетическую энергию жидкости на выходе импеллера. Первоначальное сопротивление создается спиральной камерой насоса (корпусом), в которую жидкость попадает и замедляется. Когда жидкость замедляется в корпусе насоса, часть кинетической энергии переходит в энергию давления. Именно сопротивление подаче насоса регистрируется на манометре, установленном на нагнетательном трубопроводе. Насос создает поток, а не давление. Давление является показателем сопротивления потоку.
Напор - Сопротивление потоку
Пример:
Представьте трубу, струя воды из которой направлена строго вверх, в воздух. Напором будет высота, на которую поднимется вода.
ДЛЯ НЬЮТОНОВСКИХ (ИСТИННЫХ) жидкостей (такие невязкие жидкости как вода и бензин) мы используем термин напор для измерения кинетической энергии, создаваемой насосом. Напором является высота водяного столба, которую насос может создать за счет кинетической энергии, которая передается жидкости. Главная причина использования напора вместо давления для измерения энергии центробежного насоса заключается в том, что давление на выходе насоса при изменении веса жидкости меняется, а напор нет.
Поэтому с использованием термина напор мы можем всегда указать производительность насоса по любой ньютоновской жидкости, тяжелой (серная кислота) или легкой (бензин). Помните, что напор связан со скоростью, которую приобретает жидкость при прохождении через насос. Все виды энергии, имеющиеся в системе потока жидкости, можно охарактеризовать с помощью высоты водяного столба. Сумма разных напоров составляет общий напор системы или работу, которую насос будет выполнять в данной системе. Выделяются следующие виды напоров:
Термины, связанные с насосами
ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ существует, когда питающий резервуар находится ниже осевой линии насоса. Таким образом, геометрическая высота всасывания является вертикальным расстоянием от осевой линии насоса до свободного уровня жидкости, предназначенной для перекачки.
ПОДПОР возникает, когда питающий резервуар (высота всасывания) находится выше осевой линии насоса. Таким образом, геометрический подпор является вертикальным расстоянием от осевой линии насоса до свободного уровня жидкости, предназначенной для перекачки.
ГЕОМЕТРИЧЕСКИЙ ГИДРОСТАТИЧЕСКИЙ НАПОР является вертикальным расстоянием между осевой линией насоса и точкой свободного истечения или поверхностью жидкости в приемном резервуаре.
ПОЛНЫЙ ГИДРОСТАТИЧЕСКИЙ НАПОР является вертикальным расстоянием между свободным уровнем в питающем резервуаре и точкой свободного истечения или поверхностью перекаченной жидкости (в приемном резервуаре).
ПОТЕРИ НА ТРЕНИЕ (hf) - потери на преодоление сопротивления потоку, которое возникает в трубопроводе и патрубках. Сопротивление зависит от размера, состояния и типа трубопровода, количества и типа патрубков, скорости потока и типа жидкости.
СКОРОСТНОЙ НАПОР (hv)
- это напор, образующийся в результате движения жидкости со скоростью V. Скоростной напор можно вычислить по следующей формуле:
h v = v 2 / 2g
, где: g = 9,8 м/с, V = скорость жидкости, м/с
Скоростной напор обычно незначителен, и его можно игнорировать в большинстве высоконапорных систем.
Однако он может сыграть серьезную роль в низконапорных системах, и его необходимо учитывать.
НАПОР ДАВЛЕНИЯ необходимо учитывать, когда насосная система начинается или заканчивается в резервуаре, имеющем неатмосферное давление. Вакуум в питающем резервуаре или положительное давление в приемном резервуаре необходимо добавить к напору системы, тогда как положительное давление в питающем резервуаре или вакуум в приемном резервуаре необходимо вычесть. Вышеперечисленные виды напоров, а именно гидростатический напор, потери напора при трении, скоростной напор и напор давления вместе образуют напор системы при определенной скорости потока.
ВАКУУМЕТРИЧЕСКАЯ ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ (hs) является геометрической высотой всасывания с учетом потерь и скоростного напора. Вакуумметрическая высота всасывания определяется по показаниям прибора на всасывающем фланце. Если допустимая вакуумметрическая высота превышена, то в насосе возникает кавитация.
ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ НАПОР НА ВЫХОДЕ (hd) - это геометрический гидростатический напор, плюс скоростной напор на выпускном фланце насоса, плюс общие потери напора на трение в нагнетательном трубопроводе. Общий гидродинамический напор на выходе (определяется при испытании насоса) является показанием измерительного прибора на выпускном фланце.
ПОЛНЫЙ ГИДРОДИНАМИЧЕСКИЙ НАПОР (TDH)
- это гидродинамический напор на выходе с учетом вакуумметрической высоты всасывания:
TDH = h d + h s
(при подъеме жидкости на высоту всасывания)
TDH = h d - h s
(при наличии подпора)
МОЩНОСТЬ Работа, совершаемая насосом, является функцией полного напора и веса закачиваемой жидкости за определенное время. В формулах обычно используют объемную подачу насоса и удельный вес жидкости, а не реальный вес перекачиваемой жидкости. Потребляемая мощность (N) является реальной мощностью, подводимой к валу насоса. Подача насоса или полезная гидравлическая мощность (Nn) является мощностью, которую насос передает жидкости. Эти две величины определяются следующими формулами:
Характеристики насоса, такие как подача, напор, КПД и потребляемая мощность показаны графически на кривых работы насоса.
Размер насоса, 2x3-8, показан в верхней части графика. Цифры 2x3-8 указывают на то, что выход (выпускной канал) имеет размер 2 дюйма (может быть представлено в мм), вход (всасывающий канал) - 3 дюйма, а импеллер - диаметром в 8 дюймов. Некоторые производители указывают этот код в виде 3x2-8. Большее из первых двух цифр - это впускной канал. Скорость насоса (об/мин) также указывается в верхней части графика, и показывает производительность при скорости в 2960 об/мин.
Вся информация представлена для данной рабочей скорости. Производительность или объемная подача показаны вдоль нижней части кривой. Все различные уровни подачи показаны для рабочей скорости в 2960 об/мин, но показывают влияние напора при дросселировании выхода. Левая часть кривых производительности показывает напор, создаваемый при разных скоростях потока.
На графике сопоставлены несколько кривых подачи и напора, каждая характеризует разные (урезанные) размеры импеллера. Для данного насоса диапазон импеллеров варьируется от 5,5 до 8,375 дюймов.Кривые КПД накладываются на график (вертикальные линии) и характеризуют КПД данного насоса от 64 до 45 процентов. По мере того как увеличивается напор, поток и КПД уменьшаются. Потребляемая мощность показана пунктирной линией, проведенной по диагонали с правого нижнего угла к верхнему левому. Кривые потребляемой мощности показаны для диапазона 80 - 325 кВт. При использовании 8-ми дюймового импеллера с подачей в 250 м /ч, потребляемая мощность составит около 270 кВт.
Рабочие характеристики насоса и системы
Кривая работы насоса является простой функцией физических характеристик насоса. Кривая работы системы полностью зависит от размера трубопровода, его длины, количества и расположения коленчатых патрубков и от других факторов. Место пересечения этих двух кривых является фактической рабочей точкой. В этой точке давление насоса соответствует потерям системы, и все сбалансировано.
Если система подвержена частым или продолжительным изменениям, необходимо изменять характеристики насоса или параметры системы.
Есть два метода, которые используются для обеспечения переменного потока. Один из методов - это дросселирование, которое приводит к изменению характеристики системы за счет дроссельного клапана. Другой метод заключается в изменении скорости вращения насоса, что приводит к изменению рабочей характеристики насоса.
При использовании этого метода дополнительное сопротивление потоку увеличивает напор. Характеристики системы при 2х разных положениях клапана показаны ниже.
Для сравнения давайте воспользуемся примером для определения потребляемой мощности системы при дросселировании, затем для системы с регулированием скорости. Используется насос (с 8-ми дюймовым импеллером), работающий с номинальной скоростью 2960 об/мин. Насос предназначен для работы в системе, требующей напора в 250 метров при потоке 250 м /ч. Смотрите кривую работы насоса ниже
На основе информации, представленной на графике, можно узнать различные требования по мощности при скоростях потока, указанных в таблице ниже, для системы дросселирования.
где,
Nn
- гидравлическая мощность (кВт)
N
- потребляемая мощность (кВт)
Система с регулированием скорости
В отличие от вышеприведенного метода, при регулировании скорости изменяются .
Более низкая скорость насоса изменяет кривую работы насоса на основе скоростного напора, образованного скоростью перекачиваемой жидкости. Помните, что этот напор равен v 2 / 2g.
Законы подобия
Набор формул, используемых для того, чтобы спрогнозировать работу центробежного насоса в любой рабочей точке на основе исходных характеристик насоса называется законами подобия.
где,
n
= Скорость вращения насоса
Q
= Подача (м /ч) Р
= Давление (м) N
= Мощность (кВт)
Используя тот же пример, как при дросселировании, можно посчитать потребляемую мощность для систем, когда скорость насоса составляет:
где N
- потребляемая мощность на валу в кВт.
Воспользуйтесь законами подобия для вычисления значений в остальных рабочих точках.
Очевидно, что при регулировании скорости потребляемая мощность в режиме не полной подачи значительно меньше, чем при дросселировании. Чтобы определить реально потребляемую электрическую мощность, необходимо также учитывать КПД электропривода. КПД электродвигателя работающего от сети снижается при не полной нагрузке на валу (как в случае дросселирования), тогда как КПД регулируемого электропривода остается неизменным, что дает дополнительную экономию. Энергосбережение будет зависеть от количества времени, которое насос будет работать на каждом значении пониженной скорости.
Для подсчета реальной экономии потребляемую мощность нужно умножить на количество часов работы. Полученное значение затем умножается на стоимость за кВт*ч, чтобы показать стоимость работы насоса при каждом значении подачи. Отнимите значения потребляемой мощности при регулировании скорости от значений мощности при дросселировании, чтобы получить разницу в стоимости затраченной энергии.
В нашем примере при подаче в 200 м /ч при дросселировании потребляется 240 кВт, а при регулировании скорости для той же подачи требуется всего 136,2 кВт. Если необходимо обеспечить такой режим в течение 2000 часов в год при цене в 2 рубля за кВт/ч, сравнение стоимости будет следующим:
Система дросселирования:
240 х 2000 = 480000 кВт*ч
480000 х 2 = 960 тыс. рублей
Система с регулированием скорости:
136,2 х 2000 = 272400 кВт*ч
272400 х 2 = 545 тыс. рублей
Экономия:
960-545 = 415 тыс. рублей
Данный пример не был привязан к напору. Напор не влияет на характеристику системы и потребляемую мощность при регулировании подачи. Чем выше гидростатический напор системы, тем ниже возможности по энергосбережению. Связано это с тем, что характеристика системы более плоская, т.к. большая часть энергии используется на подъем жидкости на необходимую высоту.
по материалам Rockwell Automation, Inc.
[Отменить ответ]
Страницы:
Работа нагнетателей характеризуется рядом параметров, из которых основными являются: подача (производительность), напор H , давление P , потребляемая мощность N , коэффициент полезного действия (КПД) η
Подача (производительность). В практике применяются понятия: объемная L и массовая G подача. Объем жидкости, подаваемой нагнетателем в единицу времени (м 3 /ч, л/с), называется объемной подачей.
Масса жидкости, подаваемая нагнетателем в единицу времени (кг/ч, кг/с), называется массовой подачей G=ρL , где ρ– плотность перемещаемой среды, кг/м 3 .
При отсутствии утечек массовая подача одинакова для всех сечений проточной части машины. Объемная подача практически одинакова по всей длине проточной полости только в насосах и приблизительно одинакова в вентиляторах. В компрессорах, вследствие существенного сжатия перемещаемой среды, объемная подача по длине проточной части уменьшается. Поэтому объемную подачу компрессоров исчисляют при так называемых нормальных условиях: температура Т =293 К, давление Р =100 кПа, ρ =1,2 кг/м 3 .
Напор. Работу, совершаемую рабочим органом насоса, принято относить к весу жидкости, проходящей через насос. Эта величина называется напором H и измеряется в метрах водяного столба (м вод.ст.). Иными словами, напор –это энергия, сообщенная единице веса жидкости, прошедшей через насос:
где C 2 , C 1 – скорость жидкости, м/с;
g – ускорение силы тяжести, м 2 /с;
Z 2 , Z 1 – высота уровня, м;
Pст 2 – статическое давление на выходе из насоса, Па;
Pст 1 – статическое давление на входе в насос, Па;
γ – удельный вес, Н/м 3
Давление . Работу, совершаемую рабочим органом газодувной машины (вентиляторы, компрессоры) принято относить к объему газа, прошедшего через машину. В этом случае уравнение (1.1) принимает следующий вид:
Произведение gH называется давлением и представляет собой энергию, сообщенную единице объема газа, прошедшего через нагнетатель. Так как gZ значительно меньше остальных слагаемых в выражении (1.2), то можно получить следующую формулу для давления:
Мощность. Мощностью называется энергия, сообщаемая или затрачиваемая в единицу времени. Работа, сообщаемая нагнетателем в секунду подаваемой среде, называется полезной мощностью. Для насоса
Для воздуходувной машины
Вследствие потерь энергии в приводе и системе передачи электродвигателя, мощность на валу нагнетателя
где N э – мощность электродвигателя, кВт;
h э – КПД привода;
h пер – КПД передачи.
В свою очередь, вследствие потерь энергии в нагнетателе, полезная мощность нагнетателя будет меньше мощности на валу:
где h н – КПД нагнетателя.
КПД нагнетателя. Потери энергии в нагнетателях подразделяются на гидравлические, объемные и механические.
Механическими потерями называются потери мощности на трение в рабочем органе нагнетателя DN . Механический КПД
Объемные потери DL возникают вследствие утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе и перетоков из областей высокого давления в области низких давлений. Объемный КПД:
Гидравлический КПД учитывает гидравлические потери энергии DP г внутри нагнетателя:
КПД нагнетателя равен произведению этих трех КПД:
Для оценки энергетической эффективности системы элетродвигатель-нагнетатель применяется КПД установки:
Энергетическая эффективность применения нагнетателей в инженерных системах зависит от степени рациональности этих систем, методов регулирования подачи перемещаемой среды, качества монтажа и эксплуатации.
Тема сегодня достаточно непростая из-за своей изначальной обширности и сложности теории осевого компрессора. По крайней мере для меня она всегда в определенных аспектах была таковой:-). Но исходя из политики сайта постараюсь ее сократить до основных понятий, упростить и втиснуть в одну статью.Что получится, не знаю… Увидим:-)…
При этом… Говоря о таких сложных устройствах, как авиационный газотурбинный двигатель, несмотря на постоянное стремление к простоте рассказа, приходится периодически обращаться к точным техническим наукам. Благо, что такое бывает не часто, не глубоко и обычно хватает школьного курса физики. Прямо, как сейчас:-).
Итак, чуть-чуть теории.
Видеоэндоскоп VJ-Advance фирмы RF System Lab.
Такого рода приборы достаточно совершенны, обладают большим количеством функций и позволяют гарантированно обнаружить и всесторонне оценить любое повреждение в компрессоре практически в любой части его воздушного тракта.
Для того чтобы щуп видеоэндоскопа попал в проточную часть, в корпусе компрессора (обычно между лопатками НА) выполняются отверстия (порты) небольшого диаметра, закрывающиеся герметичными легкосъемными пробками. Ротор компрессора при этом вращается либо вручную (за лопатки) из воздухозаборника, либо с помощью специального приспособления (обычно большие двигатели на пилонах).
Немного о конструкции.
Роторы осевых компрессоров по конструктивному исполнению могут быть трех типов: барабанные, дисковые или диско-барабанные . При выборе типа конструкции учитываются различные параметры: масса, сложность, жесткость в сборе, несущая способность, окружные скорости ротора. Чаще применяются диско-барабанные конструкции. Диски в зависимости от параметров двигателя соединяются между собой и с валом сваркой, болтовыми соединениями, с помощью специальных шлицов.
Схемы конструкции ОК. 1 - барабанного типа, 2 - диско-барабанного типа, 3 - дискового типа.
Пример двигателя с компрессором диско-барабанной конструкции (Rolls-Royce RB.162-86).
На концах ободов диска закреплены лопатки . Способ крепления, типичный для компрессора – так называемый «ласточкин хвост » с индивидуальным гнездом для каждой лопатки. Лопатки также могут набираться в кольцевой паз на ободе диска. Это тоже «ласточкин хвост», но с кольцевыми рабочими поверхностями .
Лопатки ОК с хвостовиками "ласточкин хвост" различной конфигурации.
Гораздо реже применяется способ крепления с замком типа «елочка ». Такой способ чаще применяется для крепления лопаток турбины.
Кроме того длинные лопатки (обычно передних ступеней) для уменьшения нагрузок на перо и устранения лишней вибрации могут закрепляться шарнино в кольцевых пазах обода диска с фиксацией специальными пальцами.
Такие лопатки под действием центробежной силы во ремя работы двигателя радиально ориентируются самостоятельно (двигатель АЛ-21Ф-3). Длинные лопатки передних ступеней для уменьшения вибрационных нагрузок могут иметь специальные сопрягаемые друг с другом бандажные полки (обычно в верхней половине пера лопатки или на нескольких уровнях).
Крепление лопаток осевого компрессора.
Двигатель PW4000 с двумя бандажными полками на вентиляторе.
Однако в современных ТРДД с большой степенью двухконтурности нашли применение широкохордные лопатки (в ступенях вентилятора) без бандажных полок. Это позволяет повысить аэродинамическую эффективность вентилятор (до 6%), увеличить общий расход воздуха и повысить экономичность двигателя (до 4%). Кроме того снижается масса вентилятора и уровень его шума.
Бандажированные лопатки ОК.
Широкохордные лопатки изготавливаются с использованием новейших достижений техники. Используются специальные композитные материалы на основе полимеров (ПКМ), делаются пустотелые лопатки из титановых сплавов с сотовыми заполнителями а также лопатки из неполимерных композитных материалов (например борное волокно в алюминиевой матрице с титановой обшивкой).
Статор компрессора выполняется либо в виде цельных секций, либо собранных из двух половин (верх-низ). Лопатки направляющего аппарата крепятся в наружном корпусе, обычно в объединяющем кольце.
Лопатки вентилятора. Широкохордная и обычная с бандажной полкой.
В зависимости от нагрузок, вибрации и назначения они либо консольные, либо (что чаще) по внутреннему корпусу тоже объединены кольцом с уплотнениями (сотовые или легкоистираемые (например алюмографит – Al 2 O 3 + 8-13% графита)). Встречные уплотнения (обычно гребешковые с лабиринтом) стоят в этом случае на роторе. Это позволяет предотвратить вредные перетекания воздуха на НА.
Материалы компрессора – сплавы алюминиевые, титановые, а также стали.
На некоторых современных двигателях нашли применение рабочие колеса компрессоров, выполненные по технологии “Blisk ” (сокращенно от bladed disk ), иначе еще называемой IBR (integrally bladed rotor). В этом случае рабочие лопатки и само тело диска выполнены как одно целое. Это один узел, чаще всего литой, или сварной и соответствующим образом обработанный.
Крепление лопаток НА осевого компрессора.
Такие конструкции ощутимо прочнее сборных дисков. В них значительно меньше концентраторов напряжений, таких например, которые неизбежно присутствуют при использовании крепления лопаток по принципу «ласточкин хвост». Кроме того масса всей конструкции меньше (до 25%).
Кроме того качество поверхности узла и его обтекаемость гораздо лучше, что способствует уменьшению гидравлических потерь и повышению КПД ступени с таким диском (вплоть до 8%). Есть, правда у «блисков» и существенный недостаток. В случае какого-либо повреждения лопатки замене подлежит весь диск, а это неизбежно влечет за собой разборку двигателя.
Диск с рабочими лопатками, изготовленный по технологии "Blisk".
В такой ситуации акутальным становится наряду с бороскопами использование специального оборудования (напрмер фирмы Richard Wolf GmbH ) для зачистки забоин и местного устранения возникающих дефектов лопаток. Такого рода операции производятся с использованием все тех же смотровых окон, которые имеются практически на всех ступенях современных компрессоров.
Блиски устанавливаются чаще всего в КВД современных ТРДД. Примером может служить двигатель SaM146 .
Можно и без компрессора.
Современный авиационный ГТД вкупе со всеми обеспечивающими его работу системами и узлами очень сложный и тонкий агрегат. Компрессор в этом плане пожалуй на первом месте (может быть делит его с турбиной:-)). Но обойтись без него невозможно.
Чтобы двигатель совершал работу должен быть аппрата для сжатия воздуха. Да к тому же нужно организовать поток в газовоздушном тракте пока двигатель на земле. В этих условиях компрессор авиационного ГТД ничем не отличается от компрессора наземной ГТУ.
Однако стоит самолету подняться в воздух и начать разгон, как условия меняются. Сжатие воздуха происходит ведь не только в компрессоре, но и во входном устройстве, то есть в воздухозаборнике. С ростом скорости оно может достичь и даже превзойти величину сжатия в компрессоре.
На очень больших скоростях (в несколько раз превышающих скорость звука) степень повышения давления достигает оптимального значения (соответствующего максимальным тяговым характеристикам или максимальным характеристикам экономичности). После этого компрессор, как и приводящая его турбина, становятся ненужными.
ТРД и ПВРД в сравнении.
Происходит так называемое «вырождение» компрессора или иначе «вырождение»ТРД , потому что двигатель перестает быть газотурбинным и, оставаясь в классе воздушно-реактивных, он уже должен быть прямоточным воздушно-реактивным двигателем .
Самолет МиГ-25РБ.
ТРДФ Р15Б-300.
Примером двигателя, находящегося, так сказать, на пути к вырождению компрессора является двигатель Р15Б-300 , устанавливавшийся на самолеты МиГ-25 и изначально предназначенный для полетов с большими . Этот двигатель имеет совсем «короткий» компрессор (5 ступеней) со степенью сжатия 4,75. Большая доля сжатия (в особенности на сверхзвуке) происходит в воздухозаборнике МиГ-25.
Однако, это уже темы для других статей.
Спасибо, что дочитали до конца.
До новых встреч.
Фотографии кликабельны .
В конце еще несколько картинок по теме, которые «не влезли» в текст……….
Треугольники скоростей для ступени осевого компрессора.
Гнезда для лопаток вентилятора по принципу "ласточкин хвост" CFM56.
Пример шарнирного крепления лопаток осевого компрессора.
Пустотелая титановая лопатка вентилятора с сотовым заполнителем.