Zračni GTE kompresori. Ušteda energije uz kontrolu frekvencije Glavni radni parametri duvaljki
Glavni tehnički pokazatelji kompresora uključuju: protok, pritisak (pritisak), snagu, efikasnost, usisno podizanje i brzinu.
Napajanje - količina tekućine ili plina koja se isporučuje kroz dio izlazne cijevi kompresora u jedinici vremena. Za mjerenje protoka koriste se zapreminske vrijednosti Q [m 3 / s] i mase Q m [kg / s.
Oni su povezani
gdje je gustina radnog medija, kg / m 3.
Glava (H) - energija koju kompresor daje jedinici mase dizane tekućine ili plina.
Za pumpe sa pozitivnim pomakom, glavni parametar obično nije visina, već ukupan pritisak koji stvaraju.
Glava i pritisak su povezani
[ 
]
Za ventilatore, pritisak je često naznačen u mm vode. stub - h.
1 mm. vode. Art. = 9,81 Pa
1 atm. \u003d 10 m vode. Art. » 100 kPa (98067 Pa).
Snaga i efikasnost
Energija koja se isporučuje kompresoru iz motora u jedinici vremena predstavlja njegovu snagu
Dio energije se gubi u kompresoru u obliku gubitaka i određuje njegovu efikasnost. - h gol.
Drugi dio energije koja se prenosi na radni medij u jedinici vremena određuje korisnu snagu ventilatora, koja je proporcionalna pritisku i protoku.
Efikasnost je omjer korisne snage i potrošene snage.
Može se predstaviti kao proizvod tri faktora efikasnosti.
h G - hidraulička efikasnost, koja karakteriše gubitak snage za prevazilaženje hidrauličkog otpora u kompresoru;
h 0 - volumetrijska efikasnost zbog curenja radnog medija unutar duvaljke;
h krzno - mehanička efikasnost - od gubitaka zbog trenja u kompresoru.
Frekvencija rotacije - n[rpm]
Izbor brzine ventilatora zavisi od uslova kao što su tip ventilatora, ograničenja težine i veličine i zahtevi za ekonomičnost.
Nazivna brzina je navedena u pasošu kompresora.
Snaga rotacionog kretanja određena je momentom i ugaonom brzinom (c -1) - w.
[kW]
Ugaona brzina ω i brzinu n povezano omjerom [ - broj okretaja u sekundi u različitim mjerama]
Odavde 
[kW]
Vakuumska usisna glava (H in).
Za neke brodske pumpe ovo je važan parametar.
Pod vakuumom usisnog podizanja podrazumijeva se razlika između atmosferskog pritiska i pritiska - na ulazu u pumpu, tj.
Visina usisavanja je ograničena minimalnim apsolutnim pritiskom min koji se javlja u području ulaza pumpe, a koji mora biti veći od tlaka pare zasićenja dizane tekućine
U suprotnom, tečnost ključa na mestima gde se javlja minimalni pritisak i normalan rad pumpe je poremećen.
Snaga pumpi sa usisnim kapacitetom određena je ukupnom glavom H = H opterećenje ± N u
Dinamički kompresori
Centrifugalni puhači
3.1.1 Opšti raspored i princip rada
Razmotrite shemu konzolne centrifugalne pumpe.
Kada se impeler okreće, u njegovom središnjem dijelu formira se smanjeni tlak, zbog čega tekućina iz usisnog cjevovoda kontinuirano ulazi u pumpu kroz ulaz 1, napravljen u obliku konusne cijevi (konfuzora) s ravnom osi .
Lopatice radnog kola vrše silu na protok fluida i prenose mu mehaničku energiju. Povećanje pritiska fluida u točku nastaje uglavnom pod dejstvom centrifugalnih sila.
Tečeći oko lopatica tečnost se kreće u radijalnom smjeru od središta kotača prema njegovoj periferiji. Ovdje se tečnost izbacuje u spiralni izlazni kanal 12 i usmjerava do izlaza difuzora 6, gdje se njena brzina smanjuje, a kinetička energija strujanja pretvara u potencijalnu energiju pritiska.
Kretanje tečnosti u impeleru.
Radne karakteristike
U impeleru centrifugalne pumpe čestice fluida se pomiču u odnosu na sam kotač i, osim toga, s njim čine prijenosno kretanje.
Zbir relativnog W i translacionog U kretanja daje apsolutno kretanje fluida, tj. njegovo kretanje u odnosu na stacionarno kućište pumpe. Brzina apsolutnog kretanja V (apsolutna brzina) jednaka je geometrijskom zbiru brzine fluida u odnosu na impeler W (relativna brzina) i obodne brzine U rotora
Apsolutna brzina se može dekomponovati na V u - obodnu i V p radijalnu.
Prva komponenta određuje pritisak, druga određuje protok pumpe. U teoriji centrifugalnih pumpi dokazano je da je glava linearna funkcija protoka i ovisi o izlaznom kutu lopatica.
Ako su oštrice savijene protiv udara (< 90 0), то характеристика Н-Q в начале будет восходящей. При радиальных лопастях ( = 90 0) значение напора будет оставаться неизменным, а при >90 0 , kada su oštrice savijene na putu, H - Q karakteristika će pasti.
Na brodovima se u pravilu koriste centrifugalni kompresori sa radijalnim lopaticama i lopaticama zakrivljenim duž kursa (> 0).
Operativne karakteristike H-Q značajno se razlikuju od proračunskih i u području velikih posmaka u svim slučajevima profiliranja lopatica H-Q karakteristike padaju.
Pod karakteristikama performansi centrifugalnih (lopatičnih) kompresora podrazumijeva se ovisnost tlaka, snage, efikasnosti od napajanja H = f (Q), N = f (Q), h = f (Q). Karakteristike se uzimaju eksperimentalno pri konstantnoj nazivnoj brzini.
Konstrukcija karakteristike H - Q za ugaonu brzinu različitu od nominalne, eventualno koristeći zakone proporcionalnosti za to.
Obično se pumpe mjere kada rade na vodi, ali na rad centrifugalne pumpe u velikoj mjeri utiče viskozitet dizane tekućine. Sa povećanjem viskoznosti tečnosti, protok i pritisak pumpe se smanjuju, a snaga se povećava: tako da efikasnost h pada sa 75% na 35% pri prelasku sa rada na vodu na rad na ulju.
3.1.2. Radna karakteristika
mreže cjevovoda
Grafička ovisnost potrebnog tlaka u cjevovodnoj mreži od protoka pri konstantnom položaju regulacijskih tijela naziva se karakteristika cjevovodne mreže.
Potreban pritisak je određen zbirom gubitaka pritiska
H c \u003d H pr + H g + H tr + H m + H q
gde je N pr - povratni pritisak, dostupan kada sistem ima
rezervoar pod pritiskom;
H g - geometrijska glava, određena stupcem tečnosti,
savladava pumpa na usisnoj strani N us i co
strana pražnjenja N str.
H tr - gubitak pritiska usled trenja u cevovodu;
N m - gubitak pritiska zbog lokalnog otpora, zbog
prisutnost raznih fitinga u cjevovodu;
H q - dodatni gubitak napona zbog brzine protoka tečnosti ili gasa.
Zbir prve dvije komponente je statička glava Hco, tj. konstantna komponenta gubitka pritiska u mreži
H co \u003d H pr + H g
Ostale tri komponente gubitka su proporcionalne kvadratu brzine protoka, a time i isporuci. Oni su, dakle, dinamička komponenta otpora cevovoda
H e \u003d H co + H dyn \u003d
gdje je K c koeficijent otpora sistema.
3.1.3. Rad pumpe na cjevovodnoj mreži
Imajući karakteristike pumpe i cevovoda koji je povezan sa pumpom, lako je odrediti režim koji je uspostavljen u sistemu pumpa-cevovod, tj. protok i pritisak koji pumpa razvija pri radu na ovom cevovodu.
U mnogim slučajevima, u skladu sa radnim uslovima elemenata brodske elektrane, kao i, na primer, promenama u potrošnji vode u kućnim sistemima, potrebno je regulisati protok pumpe, posebno u pravcu njegovog smanjenja.
Promjena hrane se može postići:
1. prigušivanje;
2. bypass;
3. promjena brzine rotacije;
U prvoj i drugoj metodi se menjaju karakteristike sistema,
u trećem - pumpa.
Prigušivanje- vrši se promjenom položaja ventila postavljenog u njegovoj blizini, na tlačnom cjevovodu. Kada je ventil djelimično zatvoren, sa radnog (.) A prešli su na (.) B. U ovom režimu, pritisak H in će biti zbir pritiska H in ', koji bi bio potrošen u mreži sa potpuno otvorenim ventilom i gubitka pritiska H 3 u ventilu, dakle, efikasnost. instalacija je smanjena.
Bypass kontrola se izvodi pomoću ventila postavljenog paralelno sa pumpom.
Budući da će u cijelom regulacijskom opsegu protok pumpe biti veći od protoka Q A sa zatvorenim ventilom, regulacija bypassom je ekonomičnija od prigušivanja za pumpe čija snaga opada sa povećanjem protoka.
Bypass kontrola kao i prigušivanje se često koriste kako bi se izbjeglo preopterećenje pogonskog motora.
Kontrola brzine dovodi do promjene karakteristika pumpe. To je najekonomičniji, ali općenito je pogon skuplji, složeniji i manje pouzdan u radu. Primjenjuje se po potrebi za pumpe velike snage.
Zajednički rad pumpi na zajedničkom sistemu
Gore opisane metode upravljanja pumpom omogućavaju smanjenje protoka ili pritiska u poređenju sa onima koje pumpa radi pri nazivnoj brzini. Međutim, tokom rada postaje neophodno povećati pritisak ili protok u sistemu. Ovo je moguće kada su pumpe povezane serijski ili paralelno.
U ovom slučaju mogu se koristiti pumpe s različitim pritiscima, ali po mogućnosti sa istim projektiranim protokom, inače će se povećati efikasnost. postavke će biti niske.
Ukupna karakteristika se može predstaviti kao karakteristika jedne pumpe, čiji je protok pri datom pritisku približno jednak zbiru protoka obe pumpe. Q A \u003d Q B + Q C
Zbog činjenice da se povećanjem napajanja povećava gubitak pritiska u cevovodu sistema, Q A< Q 1 + Q 2.
Povećanje hrane će biti značajnije, što je pozitivnija karakteristika sistema. Za paralelni rad najprikladnije su pumpe sa sličnom vrijednošću glave pri nultom protoku.
3.1.4. Konstrukcije centrifugalnih pumpi. Područje primjene
Centrifugalna pumpa koju razmatramo ima jedno radno kolo sa jednosmjernim ulazom za tekućinu. Upotreba nekoliko impelera u jednoj pumpi omogućava vam da značajno proširite opseg upotrebe centrifugalnih pumpi i stvara niz prednosti dizajna.
Pumpe sa serijskim spojem radnih kola nazivaju se višestepenim. Pritisak takve pumpe jednak je zbiru pritisaka pojedinih točkova (stepena), a dovod je jednak hrani jednog točka. Svi kotači višestepene pumpe postavljeni su na zajedničku osovinu i čine jedan rotor.
Pumpe s paralelnim spojem kotača nazivaju se višeprotočnim. Glava takve pumpe je jednaka glavi jednog točka, a protok pumpe jednak je zbiru protoka pojedinačnih točkova. Najrasprostranjenije su dvoprotočne pumpe sa dvostranim radnim kolom, koji je spoj u jednom komadu dva obična točka.
Prema lokaciji okna, centrifugalne pumpe su horizontalne i vertikalne.
Prema položaju nosača, pumpe se dijele na konzolne sa nosačima smještenim na krajevima osovine i monoblok. Za monoblok pumpe, radno kolo se montira direktno na osovinu motora s prirubnicom; za pričvršćivanje na elektromotor pumpa ima prirubnicu.
Centrifugalne pumpe se koriste u raznim brodskim sistemima:
protivpožarna, balast, drenaža, drenaža, sanitarna. Koriste se kao rashladne tečnosti u motorima sa unutrašnjim sagorevanjem, kamionima - na cisternama itd.
Prednosti centrifugalnih kompresora:
brzina;
Mala težina i ukupne dimenzije;
Jednostavnost dizajna;
Ujednačena opskrba tekućinom;
Relativno niska osjetljivost na kontaminiranu tekućinu;
Ograničeni pritisak (može se pokrenuti sa zatvorenim ventilima).
Nedostaci:
Mali pritisak;
Nedostatak samousisne sposobnosti.
Prema pravilima Registra, brodovi moraju biti opremljeni samousisnim centrifugalnim pumpama ili opremljeni vakuumskim sistemom.
Za opšte brodske sisteme koriste se centrifugalne pumpe sa samousisnim uređajima tipa vodenog prstena i recirkulacije u skladu sa GOST 7958-78.
Aksijalni kompresori
Kućište je protočni dio pumpe i dio je zakrivljene cilindrične cijevi. Pumpa se lako može integrirati u zajednički cjevovod na koji je spojena.
Prilaz i uvlačenje su fiksni elementi. U ulazu je ugrađena obloga 7 za nesmetano dovod tekućine do lopatica ili vodeće lopatice, koja služi da eliminiše vrtložnicu protoka, koja može nastati zbog asimetrije protoka prije ulaska u pumpu. Iza radnog kola nalazi se aparat za ravnanje, koji se sastoji od fiksnih lopatica. Uništava vrtlog protoka i kinetička energija strujanja se pretvara u energiju pritiska.
Radno kolo ventilatora ima dvije do šest lopatica. Pomorske pumpe se izrađuju sa vertikalnim i horizontalnim rasporedom osovina, jednostepene (sa jednim radnim kolom). Prema načinu pričvršćivanja lopatica radnog kola na čahuru razlikuju se krute i rotacijske pumpe. Zbog rotacije lopatica, napadni ugao se mijenja, što dovodi do promjene hrane pri konstantnoj brzini, dok pritisak ostaje konstantan. Regulacija napajanja promjenom brzine elektromotora također dovodi do promjene tlaka. Međutim, prisutnost uređaja za okretanje lopatica uvelike komplicira dizajn pumpe.
Kontrola pomaka se vrši promjenom brzine rotacije ili okretanjem lopatica, efikasnost = 0,7 - 0,9 ..
Jedan od načina da se proširi opseg centrifugalnih pumpi je promjena njihove brzine.
Brzina rotacije rotora centrifugalne pumpe značajno utječe na njene glavne pokazatelje: protok Q, visinu H i snagu na osovini pumpe N.
Prilikom promjene brzine rotacije rotora centrifugalne pumpe sa n1 na n2 okretaja u minuti, protok, glava i snaga na vratilu se mijenjaju u skladu sa jednadžbama:
Ovi omjeri se nazivaju zakon proporcionalnosti.
Iz gornjih jednačina zakona proporcionalnosti slijedi:
Prema ovim formulama, karakteristike pumpe se preračunavaju za novi broj okretaja.
Da bi se izgradila nova karakteristika pumpe pri brzini rotacije n2, treba uzeti nekoliko proizvoljnih tačaka na datoj karakteristici pumpe H = f (Q) pri brzini rotacije n1 pri različitim dovodima Q i odgovarajućim vrijednostima H. Dalje. , koristeći zakone proporcionalnosti, treba izračunati protok Q2 i pritisak H2. Na osnovu novih vrijednosti Q2 i H2, konstruirajte nove točke i kroz njih nacrtajte novu karakteristiku pumpe H=f (Q) pri novom broju okretaja n2.
Prilikom konstruisanja krivulje efikasnosti (η-Q), oni koriste činjenicu da efikasnost pumpe ostaje praktično konstantna kada se brzina mijenja u prilično širokom rasponu. Smanjenje brzine na 50% praktično ne uzrokuje promjenu u efikasnosti pumpe.
Određivanje brzine osovine pumpe, koja osigurava dovod unaprijed određenog protoka vode.
Brzinu n2 koja odgovara željenoj brzini protoka Q2 treba pronaći koristeći zakone proporcionalnosti date gore.
Istovremeno, trebate znati da ako uzmete datu karakteristiku pumpe H pri brzini rotacije n1, tada će je karakterizirati određene vrijednosti protoka Q1 i tlaka H1. Nadalje, kada se frekvencija rotacije smanji na n2, koristeći zakone proporcionalnosti, moguće je dobiti nove vrijednosti koordinata ove tačke. Njegov položaj će karakterizirati vrijednosti Q2 i H2. Ako dalje smanjimo brzinu rotacije na n3, tada ćemo nakon ponovnog izračunavanja dobiti nove vrijednosti Q3 i H3 koje karakteriziraju tačku, itd.
Ako povežemo sve tačke glatke krive, dobićemo parabolu koja izlazi iz ishodišta. Posljedično, kada se promijeni brzina osovine pumpe, vrijednost pritiska i protoka pumpe će biti okarakterisana položajem tačaka koje leže na paraboli koje izlaze iz ishodišta i koje se nazivaju parabola sličnih modova.
Odrediti Q1 i H1 uključene u relacije
Kako parabola mora proći kroz tačku sa koordinatama Q2 i H2, konstantni koeficijent parabole k se može naći po formuli:
H2 se uzima iz karakteristika cevovoda pri datom protoku Q2 ili se izračunava po formuli:
gdje je Hg geometrijska visina lifta; S je koeficijent otpora cjevovoda.
Da biste izgradili parabolu, morate navesti nekoliko proizvoljnih vrijednosti Q. Točka presjeka parabole sa karakteristikom pumpe H na broju okretaja n1 određuje vrijednosti Q1 i H1, a određuje se brzina rotacije as
Potrebna brzina rotacije rotora pumpe može se odrediti analitički:
za vodovodne centrifugalne pumpe prema formuli:
gdje su n1 i ncons, redom, normalan i potreban broj okretaja u minuti;
Hg je geometrijska visina lifta;
Q kontra - potrebna nabavka;
n i m su broj vodova i broj pumpi, respektivno;
a i b su parametri pumpe;
S je otpor jedne linije vodova;
za fekalne centrifugalne pumpe prema formuli.
Današnja tema je prilično teška zbog svoje početne obimnosti i složenosti teorije aksijalnog kompresora. Barem meni je tako oduvijek bilo u nekim aspektima :-). Ali na osnovu politike sajta pokušaću da to svedem na osnovne pojmove, pojednostavim i zbijem u jedan članak.Ne znam šta će biti... Videćemo :-)...
Istovremeno... Govoreći o tako složenim uređajima kao što je avionski gasnoturbinski motor, uprkos stalnoj želji za jednostavnošću priče, mora se povremeno okretati egzaktnim tehničkim naukama. Srećom, to se ne dešava često, ne duboko, i obično je dovoljan školski kurs fizike. Kao i sada :-).
Dakle, malo teorije.
VJ-Advance video endoskop od RF System Lab.
Takvi uređaji su prilično savršeni, imaju veliki broj funkcija i omogućuju vam da pouzdano otkrijete i sveobuhvatno procijenite bilo kakvo oštećenje kompresora u gotovo bilo kojem dijelu njegovog zračnog puta.
Da bi sonda video endoskopa ušla u protočni dio, u kućištu kompresora (obično između HA lopatica) izrađuju se rupe (priključci) malog promjera, koje se zatvaraju hermetičkim lako uklonjivim čepovima. U tom slučaju rotor kompresora se rotira ili ručno (po lopaticama) iz usisnika zraka, ili uz pomoć posebnog uređaja (obično veliki motori na pilonima).
Malo o dizajnu.
Rotori aksijalni kompresori prema dizajnu mogu biti tri vrste: bubanj, disk ili disko bubanj. Prilikom odabira vrste konstrukcije uzimaju se u obzir različiti parametri: masa, složenost, krutost sklopa, nosivost, obimne brzine rotora. Najčešće se koriste konstrukcije disko-bubanj. Diskovi se, ovisno o parametrima motora, međusobno i na osovinu spajaju zavarivanjem, vijčanim spojevima, pomoću posebnih šiljaka.
Dizajn dijagrami OK. 1 - tip bubnja, 2 - tip disko bubnja, 3 - tip diska.
Primjer motora sa disk-bubanj kompresorom (Rolls-Royce RB.162-86).
Lopatice su pričvršćene na krajevima felgi diska. Metoda montaže tipična za kompresor je takozvani "lastini rep" sa individualnom utičnicom za svaku lopaticu. Oštrice se takođe mogu ubaciti u prstenasti žleb na ivici diska. Ovo je također lastin rep, ali sa prstenaste radne površine.
Oštrice OK sa drškom "lastini rep" raznih konfiguracija.
Mnogo rjeđe se koristi metoda pričvršćivanja bravom u obliku riblje kosti. Ova metoda se najčešće koristi za pričvršćivanje lopatica turbine.
Osim toga, duge oštrice (obično prednje faze) mogu se učvrstiti u prstenaste žljebove na ivici diska posebnim iglama kako bi se smanjilo opterećenje pera i eliminirale suvišne vibracije.
Takve lopatice pod dejstvom centrifugalne sile tokom rada motora su radijalno orijentisane nezavisno (motor AL-21F-3). Da bi se smanjila vibracijska opterećenja, dugačke lopatice prednjih stepenica mogu imati posebne police za pokrivanje koje se spajaju jedna s drugom (obično u gornjoj polovini aeroprofila lopatice ili na nekoliko nivoa).
Pričvršćivanje lopatica aksijalnog kompresora.
Motor PW4000 sa dva poklopca na ventilatoru.
Međutim, u modernim turboventilatorskim motorima s visokim omjerom zaobilaženja, našli su primjenu oštrice široke tetive(u stepenicama) bez pokrova. Ovo omogućava povećanje aerodinamičke efikasnosti ventilatora (do 6%), povećanje ukupnog protoka vazduha i poboljšanje efikasnosti motora (do 4%). Osim toga, smanjuje se masa ventilatora i njegova razina buke.
Trakaste lopatice OK.
Oštrice sa širokim kordom proizvedene su korištenjem najnovijih dostignuća u tehnologiji. Koriste se posebni kompozitni materijali na bazi polimera (PCM), šuplje oštrice su izrađene od legura titanijuma sa jezgrom u obliku saća, kao i oštrice od nepolimernih kompozitnih materijala (na primjer, bor vlakna u aluminijskoj matrici s titanovim omotačem).
stator kompresor je napravljen ili u obliku čvrstih sekcija, ili sastavljen od dvije polovine (gore-dolje). Lopatice vodilice su montirane u vanjskom kućištu, obično u spojnom prstenu.
Lopatice ventilatora. Široka i pravilna sa policom za zavoje.
Ovisno o opterećenjima, vibracijama i namjeni, ili su konzolni, ili (češće) duž unutrašnjeg kućišta također su spojeni prstenom sa zaptivkama (saćastim ili lako abrazivnim ( npr. alumografit- Al 2 O 3 + 8-13% grafita)). Kontra zaptivke (obično u obliku češlja sa labirintom) su u ovom slučaju na rotoru. Ovo sprečava štetno prelivanje vazduha na SE.
Materijali kompresora - legure aluminijuma, titanijuma i čelika.
Na nekim modernim motorima, rotori kompresora napravljeni su po toj tehnologiji "Blisk"(skraćenica za disk sa oštricama), inače se naziva IBR (rotor sa integralnim lopaticama). U ovom slučaju, lopatice rotora i samo tijelo diska su napravljeni kao jedna cjelina. Ovo je jedna jedinica, najčešće livena ili zavarena i prema tome obrađena.
Montaža noževa NA aksijalni kompresor.
Takvi dizajni su znatno jači od montažnih diskova. Imaju znatno manje koncentratora naprezanja, kao što su, na primjer, neizbježno prisutni kada se koristi montaža lopatice. Osim toga, masa cijele konstrukcije je manja (do 25%).
Osim toga, kvalitet površine sklopa i njegova racionalizacija su mnogo bolji, što pomaže u smanjenju hidrauličnih gubitaka i povećanju efikasnosti stupnja s takvim diskom (do 8%). Postoji, međutim, "blaženstvo" i značajan nedostatak. U slučaju bilo kakvog oštećenja lopatica, cijeli disk se mora zamijeniti, a to neminovno povlači rastavljanje motora.
Disk sa lopaticama rotora napravljen po "Blisk" tehnologiji.
U takvoj situaciji, uz boroskope, korištenje posebne opreme (npr. Richard Wolf GmbH) za čišćenje ureza i lokalno otklanjanje nastalih defekata oštrice. Takve operacije se izvode pomoću istih prozora za gledanje koji su dostupni na gotovo svim stupnjevima modernih kompresora.
Bliskovi se najčešće ugrađuju u HPC modernih turboventilatorskih motora. Primjer je motor SaM146.
Možete to učiniti i bez kompresora.
Savremeni vazduhoplovni gasnoturbinski motor, zajedno sa svim sistemima i komponentama koje obezbeđuju njegov rad, veoma je složena i delikatna jedinica. Kompresor po tom pitanju, možda na prvom mestu (možda ga deli sa turbinom :-)). Ali bez toga je nemoguće.
Da bi motor radio, mora postojati aparat za komprimiranje zraka. Osim toga, potrebno je organizovati strujanje na putu gas-vazduh dok je motor na tlu. U ovim uslovima avionski gasni turbinski kompresor se ne razlikuje od zemaljskog kompresora gasne turbine.
Međutim, čim avion poleti i počne da ubrzava, uslovi se menjaju. Na kraju krajeva, zrak se komprimira ne samo u kompresoru, već i na ulazu, odnosno u dovodu zraka. Sa povećanjem brzine, može dostići i čak premašiti količinu kompresije u kompresoru.
Pri vrlo velikim brzinama (nekoliko puta veća od brzine zvuka), omjer pritiska dostiže svoju optimalnu vrijednost (koja odgovara maksimalnoj vuči ili maksimalnoj ekonomičnosti). Nakon toga kompresor, kao i turbina koja ga pokreće, postaju nepotrebni.
TRD i ramjet u poređenju.
tzv "degeneracija" kompresora ili na neki drugi način "Degeneracija" TRD, jer motor prestaje da bude gasna turbina i, ostajući u klasi koja diše vazduh, već bi trebalo da bude ramjet motor.
Avion MiG-25RB.
TRDF R15B-300.
Primjer motora koji je, da tako kažem, na putu degeneracije kompresora je motor R15B-300, koji je ugrađen na avione MiG-25 i prvobitno je bio namijenjen za letove s velikim. Ovaj motor ima vrlo "kratak" kompresor (5 stupnjeva) sa omjerom kompresije od 4,75. Veliki udio kompresije (posebno u nadzvučnoj) se javlja u usisniku zraka MiG-25.
Međutim, to su teme za druge članke.
Hvala vam što ste pročitali do kraja.
Vidimo se opet.
Fotografije se mogu kliknuti.
Na kraju još nekoliko slika na temu koje se „ne uklapaju“ u tekst……….
Trokuti brzine za stepen aksijalnog kompresora.
CFM56 utičnice sa lopaticama ventilatora sa lastinim repom.
Primjer zglobnog pričvršćenja lopatica aksijalnog kompresora.
Šuplji titanijumski ventilator sa jezgrom u obliku saća.
Pumpe se obično dijele na dva glavna tipa: obiman I centrifugalna.
Pozitivne pumpe pokrenuti tečnost promjenom volumena komore s tekućinom mehaničkim putem. Pozitivne pumpe predstavljaju opterećenje sa konstantnim momentom na osovini, dok konstrukcija centrifugalnih pumpi pretpostavlja promjenjivi moment u zavisnosti od brzine.
prenijeti zamah tekućine zbog rotacije radnog kola uronjenog u njega. Impuls dovodi do povećanja pritiska ili protoka na izlazu pumpe. Ovaj članak se bavi samo centrifugalnim pumpama.
Centrifugalna pumpa je uređaj koji pretvara pogonsku energiju u kinetičku energiju tekućine ubrzavajući je do vanjskog ruba impelera - radnog kola. Poenta je da je stvorena energija kinetička. Količina energije koja se prenosi na tekućinu odgovara brzini na vrhu lopatice radnog kola. Što je brža rotacija radnog kola ili što je veća njegova veličina, veća je brzina fluida na rubu lopatice i veća je energija koja se prenosi na tekućinu. Formiranje otpora protoka reguliše kinetičku energiju fluida na izlazu iz radnog kola. Početni otpor stvara spiralna komora pumpe (kućište), u koju tečnost ulazi i usporava. Kada se fluid usporava u kućištu pumpe, dio kinetičke energije se pretvara u energiju pritiska. To je otpor protoka pumpe koji se bilježi na manometru instaliranom na ispusnom cjevovodu. Pumpa stvara protok, a ne pritisak. Pritisak je mjera otpora protoku.
Glava - otpor protoka
primjer:
Zamislite cijev sa mlazom vode usmjerenom pravo u zrak. Pritisak je visina do koje se voda diže.
ZA NJUTONOVE (PRAVI) fluide (neviskozne tečnosti kao što su voda i benzin), koristimo izraz glava za merenje kinetičke energije koju generiše pumpa. Glava je visina vodenog stupca koju pumpa može stvoriti zbog kinetičke energije koja se prenosi na tekućinu. Glavni razlog za korištenje glave umjesto pritiska za mjerenje energije centrifugalne pumpe je taj što se pritisak na izlazu pumpe mijenja s promjenom težine tekućine, ali glava ne.
Stoga, koristeći izraz glava, uvijek možemo naznačiti performanse pumpe za bilo koju njutnovsku tekućinu, tešku (sumporna kiselina) ili laganu (benzin). Zapamtite da je glava povezana sa brzinom koju tečnost postiže kada prolazi kroz pumpu. Sve vrste energije dostupne u sistemu protoka fluida mogu se okarakterisati visinom vodenog stuba. Zbir različitih glava je ukupna glava sistema, ili rad koji će pumpa obaviti u tom sistemu. Razlikuju se sljedeće vrste pritisaka:
Uslovi za pumpu
USISNA VISINA postoji kada je dovodni rezervoar ispod središnje linije pumpe. Dakle, geometrijska usisna visina je vertikalna udaljenost od središnje linije pumpe do slobodnog nivoa fluida koji se pumpa.
PODRŠKA nastaje kada je dovodni rezervoar (usisni lift) iznad središnje linije pumpe. Dakle, geometrijska glava je vertikalna udaljenost od središnje linije pumpe do slobodnog nivoa fluida koji se pumpa.
GEOMETRIJSKA HIDROSTATSKA GLAVA je vertikalna udaljenost između središnje linije pumpe i točke slobodnog protoka ili površine tekućine u prijemnom spremniku.
UKUPNA HIDROSTATSKA GLAVA je vertikalno rastojanje između slobodnog nivoa u dovodnom rezervoaru i tačke slobodnog protoka ili površine pumpane tečnosti (u prijemnom rezervoaru).
GUBITAK OD TRENJA (hf)- gubitke za prevazilaženje otpora protoka koji nastaje u cjevovodu i granama. Otpor ovisi o veličini, stanju i vrsti cjevovoda, broju i vrsti mlaznica, brzini protoka i vrsti tečnosti.
BRZINA GLAVA (hv)- ovo je glava nastala kretanjem fluida brzinom V. Brzinska glava se može izračunati pomoću sljedeće formule:
h v = v 2 / 2g gdje je: g = 9,8 m/s, V = brzina fluida, m/s
Visina brzine je obično zanemarljiva i može se zanemariti u većini sistema sa visokim naponom. Međutim, može igrati značajnu ulogu u sistemima niskog pritiska i mora se uzeti u obzir.
PRESSURE HEAD mora se uzeti u obzir kada pumpni sistem počinje ili završava u rezervoaru koji nema atmosferski pritisak. Vakuum dovodnog rezervoara ili pozitivni pritisak u prijemnom rezervoaru mora se dodati na glavu sistema, dok se pozitivni pritisak u dovodnom rezervoaru ili vakuum u prijemnom rezervoaru mora oduzeti. Gore navedene vrste glava, odnosno hidrostatička glava, frikciona glava, brzinska glava i tlačna glava zajedno čine glavu sistema pri određenoj brzini protoka.
VISINA VAKUUMSKOG USISANJA (hs) je geometrijska visina usisavanja, uzimajući u obzir gubitke i brzinu. Usisni usis vakuuma određuje se prema mjeraču na usisnoj prirubnici. Ako je dozvoljena visina vakuuma prekoračena, dolazi do kavitacije u pumpi.
HIDRODINAMIČKI IZLAZ GLAVE (hd) je geometrijska hidrostatička glava, plus visina brzine na izlaznoj prirubnici pumpe, plus ukupni gubitak glave zbog trenja u ispusnom cjevovodu. Ukupna hidrodinamička visina na izlazu (određena prilikom testiranja pumpe) je očitavanje mjerača na izlaznoj prirubnici.
UKUPNA HIDRODINAMIČKA GLAVA (TDH) je hidrodinamička glava na izlazu, uzimajući u obzir usisnu visinu vakuuma:
TDH = h d + h s
(kada tečnost poraste do visine usisavanja)
TDH = h d - h s
(ako postoji rukavac)
POWER Rad koji obavlja pumpa je funkcija ukupne visine i težine pumpane tekućine u određenom vremenu. Formule obično koriste zapreminski protok pumpe i specifičnu težinu tečnosti, a ne stvarnu težinu pumpane tečnosti. Ulazna snaga (N) je stvarna snaga dovedena na osovinu pumpe. Isporuka pumpe ili neto hidraulička snaga (Nn) je snaga koju pumpa isporučuje fluidu. Ove dvije veličine su definirane sljedećim formulama:
Karakteristike pumpe kao što su protok, visina, efikasnost i potrošnja energije su grafički prikazane na krivuljama pumpe.
Veličina pumpe, 2x3-8, prikazana je na vrhu grafikona. Brojevi 2x3-8 označavaju da je izlaz (izlaz) 2 inča (može biti izražen u mm), ulaz (usis) je 3 inča i propeler je 8 inča u prečniku. Neki proizvođači označavaju ovaj kod kao 3x2-8. Veća od prve dvije cifre je ulaz. Brzina pumpe (rpm) je takođe prikazana na vrhu grafikona i pokazuje izlaz pri 2960 o/min.
Sve informacije su prikazane za datu radnu brzinu. Kapacitet ili zapreminski protok prikazan je na dnu krive. Svi različiti protoki su prikazani za radnu brzinu od 2960 o/min, ali pokazuju efekat glave kada je izlaz prigušen. Lijeva strana krivulje performansi prikazuje glavu generiranu pri različitim brzinama protoka.
Grafikon uspoređuje nekoliko krivulja protoka i glave, od kojih svaka karakterizira različitu (skraćenu) veličinu radnog kola. Za ovu pumpu opseg radnog kola varira od 5,5 do 8,375 inča.. Krive efikasnosti su superponirane na grafikonu (vertikalne linije) i karakterišu efikasnost ove pumpe od 64 do 45 procenata. Kako se glava povećava, protok i efikasnost se smanjuju. Potrošnja energije je prikazana kao isprekidana linija povučena dijagonalno od donjeg desnog prema gornjem lijevom. Krive potrošnje energije su prikazane za raspon 80 - 325 kW. Kada koristite impeler od 8" sa protokom od 250 m/h, potrošnja energije će biti oko 270 kW.
Performanse pumpe i sistema
Kriva pumpe je jednostavna funkcija fizičkih karakteristika pumpe. Kriva performansi sistema u potpunosti zavisi od veličine cevovoda, njegove dužine, broja i lokacije kolena i drugih faktora. Presek ove dve krive je stvarna radna tačka. U ovom trenutku, pritisak pumpe odgovara gubicima sistema i sve je izbalansirano.
Ako je sistem podložan čestim ili kontinuiranim promjenama, potrebno je promijeniti karakteristike pumpe ili parametre sistema.
Postoje dvije metode koje se koriste za obezbjeđivanje varijabilnog protoka. Jedna metoda je prigušivanje, što rezultira promjenom karakteristika sistema pomoću ventila za prigušivanje. Druga metoda je promjena brzine rotacije pumpe, što mijenja performanse pumpe.
Ovom metodom dodatni otpor protoku povećava napon. Karakteristike sistema na 2 različita položaja ventila prikazane su u nastavku.
Za poređenje, koristimo primjer da odredimo potrošnju energije sistema za prigušivanje, a zatim za sistem sa kontrolom brzine. Koristi se pumpa (sa impelerom od 8") koja radi pri nominalnoj brzini od 2960 o/min. Pumpa je dizajnirana za rad u sistemu koji zahtijeva visinu od 250 metara pri protoku od 250 m/h. Pogledajte krivu pumpe ispod.
Na osnovu informacija datih u grafikonu, možete saznati različite zahtjeve za snagom pri brzinama protoka prikazanim u tabeli ispod za sistem prigušivanja.
gdje,
Nn- hidraulička snaga (kW)
N- potrošnja energije (kW)
Sistem varijabilne brzine
Za razliku od gornje metode, kada je brzina kontrolirana, .
Niža brzina pumpe mijenja krivu pumpe na osnovu visine brzine koju generiše brzina fluida koji se pumpa. Zapamtite da je ovaj pritisak v 2 / 2g.
Zakoni sličnosti
Skup formula koje se koristi za predviđanje rada centrifugalne pumpe u bilo kojoj radnoj tački, na osnovu originalnih karakteristika pumpe, nazivaju se zakoni skaliranja.
gdje,
n= Brzina rotacije pumpe
Q= Napajanje (m/h) R= pritisak (m) N= Snaga (kW)
Koristeći isti primjer kao za prigušivanje, možete izračunati potrošnju energije za sisteme kada je brzina pumpe:
Gdje N- potrošnja energije na osovini u kW.
Koristite zakone sličnosti za izračunavanje vrijednosti na preostalim radnim točkama.
Očigledno je da je pri regulaciji brzine potrošnja energije u načinu djelomičnog napajanja mnogo manja nego kod prigušivanja. Za određivanje stvarne potrošene električne energije potrebno je uzeti u obzir i efikasnost električnog pogona. Efikasnost elektromotora koji radi iz mreže opada kada vratilo nije potpuno opterećeno (kao u slučaju prigušenja), dok efikasnost podesivog elektromotora ostaje nepromijenjena, što daje dodatne uštede. Ušteda energije ovisit će o vremenu koje će pumpa raditi pri svakoj postavci smanjene brzine.
Da bi se izračunala stvarna ušteda, potrošnja energije se mora pomnožiti sa brojem sati rada. Ova vrijednost se zatim množi sa cijenom po kWh kako bi se prikazala cijena rada pumpe pri svakom protoku. Oduzmite snagu kontrole brzine od snage prigušivanja da biste dobili razliku u cijeni energije.
U našem primjeru, pri brzini protoka od 200 m/h, 240 kW se troši na prigušivanje, a pri kontroli brzine je potrebno samo 136,2 kW za isti protok. Ako je potrebno osigurati takav režim za 2000 sati godišnje po cijeni od 2 rublje po kWh, poređenje troškova će biti sljedeće:
Sistem prigušivanja:
240 x 2000 = 480000 kWh
480000 x 2 = 960 hiljada rubalja
Sistem varijabilne brzine:
136,2 x 2000 = 272400 kWh
272400 x 2 = 545 hiljada rubalja
Spremanje:
960-545 = 415 hiljada rubalja
Ovaj primjer nije bio vezan za pritisak. Glava ne utiče na karakteristike sistema i potrošnju energije prilikom regulacije napajanja. Što je hidrostatička glava sistema veća, to je manji potencijal za uštedu energije. To je zbog činjenice da je karakteristika sistema ravnija, jer većina energije se koristi za podizanje tečnosti na potrebnu visinu.
Adaptirano od Rockwell Automation, Inc.[Otkaži odgovor]
Stranice:
Na osnovu protoka i ukupnog napona specificiranog za ventilator ili pumpu, a za kompresor - protok i specifičan rad kompresije - određuje se snaga osovine, u skladu sa kojom se može odabrati snaga pogonskog motora.
Za centrifugalni ventilator, na primjer, formula za određivanje snage na osovini izvedena je iz izraza energije koja se daje pokretnom plinu u jedinici vremena.
Neka je F dionica gasovoda, m2; m - masa gasa u sekundi, kg/s; v - brzina kretanja gasa, m/s; ρ - gustina gasa, m3; ηv, ηp - efikasnost ventilatora i prijenosa.
To je poznato
Tada će izraz za energiju plina koji se kreće poprimiti oblik:
gdje je snaga na vratilu pogonskog motora, kW,
U formuli se mogu razlikovati grupe vrijednosti koje odgovaraju opskrbi, m3 / s, i tlaku ventilatora, Pa:
Iz gornjih izraza se vidi da
Odnosno
ovdje su c, c1 c2 konstante.
Imajte na umu da zbog prisutnosti statičkog pritiska i karakteristika dizajna centrifugalnih ventilatora, eksponent na desnoj strani može se razlikovati od 3.
Slično kao što je to urađeno za ventilator, možete odrediti snagu na osovini centrifugalne pumpe, kW, koja je jednaka:
gdje je Q - protok pumpe, m3/s;
Hg - geodetska visina jednaka razlici između potisne i usisne visine, m; Hc - ukupna glava, m; P2 - pritisak u rezervoaru u koji se pumpa tečnost, Pa; P1 - pritisak u rezervoaru iz kojeg se pumpa tečnost, Pa; ΔH - gubitak pritiska u liniji, m; zavisi od presjeka cijevi, kvaliteta njihove obrade, zakrivljenosti dijelova cjevovoda itd.; ΔH vrijednosti su date u referentnoj literaturi; ρ1 - gustina dizane tečnosti, kg/m3; g = 9,81 m/s2 - ubrzanje slobodnog pada; ηn, ηp - efikasnost pumpe i transmisije.
Uz neku aproksimaciju za centrifugalne pumpe, može se pretpostaviti da između snage na vratilu i brzine postoji odnos P = cω 3 i M = cω 2. U praksi, eksponenti y brzine variraju u rasponu od 2,5-6 za različite konstrukcije i uslove rada pumpi, što se mora uzeti u obzir pri izboru električnog pogona.
Prikazana odstupanja su određena za pumpe prisustvom pritiska u liniji. Usput napominjemo da je vrlo važna okolnost pri odabiru električnog pogona za pumpe koje rade na visokotlačnom vodu to što su one vrlo osjetljive na smanjenje broja okretaja motora.
Osnovna karakteristika pumpi, ventilatora i kompresora je zavisnost razvijenog pritiska H od napajanja ovih mehanizama Q. Ove zavisnosti se obično prikazuju u obliku HQ grafika za različite brzine mehanizma.
Na sl. 1 kao primjer prikazuje karakteristike (1, 2, 3, 4) centrifugalne pumpe pri različitim ugaonim brzinama njenog radnog kola. Na istim koordinatnim osama ucrtana je karakteristika linije 6, na kojoj pumpa radi. Karakteristika linije je odnos između dovodnog Q i pritiska potrebnog za podizanje tečnosti na visinu, savladavanje viška pritiska na izlazu iz ispusnog cevovoda i hidrauličkog otpora. Točke sjecišta karakteristika 1,2,3 sa karakteristikom 6 određuju vrijednosti tlaka i performansi kada pumpa radi na određenoj liniji pri različitim brzinama.
Rice. 1. Zavisnost visine H pumpe od njenog napajanja Q.
Primjer 1. Konstrukcijske karakteristike H, Q centrifugalne pumpe za različite brzine 0,8ωn; 0.6ωn; 0,4ωn, ako je postavljena karakteristika 1 na ω = ωn (slika 1).
1. Za istu pumpu
dakle,
2. Konstruirajmo karakteristiku pumpe za ω = 0,8ωn.
Za tačku b
Za tačku b"
Tako je moguće konstruisati pomoćne parabole 5, 5", 5"... koje se degenerišu u pravu liniju na y-osi pri Q = 0, i QH karakteristike za različite brzine pumpe.
Snaga motora klipnog kompresora može se odrediti iz grafikona indikatora kompresije zraka ili plina. Takav teorijski dijagram je prikazan na sl. 2. Određena količina gasa se kompresuje prema dijagramu od početne zapremine V1 i pritiska P1 do konačne zapremine V2 i pritiska P2.
Rad se troši na kompresiju plina, koja će se razlikovati ovisno o prirodi procesa kompresije. Ovaj proces se može provesti prema adijabatskom zakonu bez prijenosa topline, kada je indikatorski dijagram ograničen krivom 1 na Sl. 2; prema izotermnom zakonu pri konstantnoj temperaturi, odnosno krivulja 2 na Sl. 2, ili duž politropne krive 3, koja je prikazana kao puna linija između adijabate i izoterme.
Rice. 2. Dijagram indikatora kompresije plina.
Rad tokom kompresije gasa za politropni proces, J/kg, izražava se formulom
gdje je n politropni indeks, određen jednadžbom pV n = const; P1 - početni pritisak gasa, Pa; P2 - konačni pritisak komprimovanog gasa, Pa; V1 je početna specifična zapremina gasa, odnosno zapremina 1 kg gasa na usisu, m3.
Snaga motora kompresora, kW, određena je izrazom
ovdje Q - protok kompresora, m3/s; ηk - indikator efikasnosti kompresora, uzimajući u obzir gubitak snage u njemu tokom stvarnog radnog procesa; ηp - efikasnost mehaničkog prenosa između kompresora i motora. Budući da se teorijski indikatorski dijagram značajno razlikuje od stvarnog, a dobijanje potonjeg nije uvijek moguće, pri određivanju snage osovine kompresora, kW, često se koristi približna formula, gdje su početni podaci rad izotermne i adijabitske kompresije, kao i efikasnost kompresora, čije su vrijednosti date u referentnoj literaturi.
Ova formula izgleda ovako:
gdje je Q - protok kompresora, m3/s; Au - izotermni rad kompresije 1 m3 atmosferskog vazduha na pritisak R2, J/m3; Aa - adijabatski rad kompresije 1 m3 atmosferskog vazduha na pritisak R2, J/m3.
Odnos između snage na osovini klipnog proizvodnog mehanizma i brzine je potpuno drugačiji od odgovarajućeg odnosa za mehanizme sa obrtnim momentom tipa ventilatora na osovini. Ako mehanizam klipnog tipa, kao što je pumpa, radi na liniji gdje se održava konstantan tlak H, onda je očito da klip mora savladati konstantnu prosječnu silu sa svakim hodom, bez obzira na brzinu rotacije.
Na osnovu dobijenih formula određuje se snaga na osovini odgovarajućeg mehanizma. Za odabir motora, nominalne vrijednosti protoka i tlaka treba zamijeniti u ove formule. Na osnovu primljene snage, može se odabrati kontinuirani radni motor.
