Aviation GTE kompressorid. Energiasääst sageduse juhtimisega Puhuride peamised tööparameetrid

Ülelaadijate peamised tehnilised näitajad hõlmavad: vooluhulka, rõhku (rõhku), võimsust, efektiivsust, imemiskõrgust ja kiirust.

Toide - vedeliku või gaasi kogus, mis tarnitakse läbi ülelaaduri väljalasketoru sektsiooni ajaühikus. Vooluhulga mõõtmiseks kasutatakse mahuväärtusi Q [m 3 / s] ja massi Q m [kg / s].

Nad on seotud

kus on töökeskkonna tihedus, kg / m 3.

Kõrgus (H) – energia, mille ülelaadur annab pumbatava vedeliku või gaasi massiühikule.

Positiivse töömahuga pumpade puhul ei ole põhiparameetriks tavaliselt tõstekõrgus, vaid nende tekitatav kogurõhk.

Pea ja rõhk on omavahel seotud

[ ]

Ventilaatorite puhul on rõhk sageli näidatud vee millimeetrites. sammas - h.

1 mm. vesi. Art. = 9,81 Pa

1 atm. \u003d 10 m vett. Art. » 100 kPa (98067 Pa).

Võimsus ja tõhusus

Mootorilt ülelaadurile ajaühikus antud energia esindab selle võimsust

Osa energiast läheb ülelaaduris kadude kujul kaduma ja määrab selle kasuteguri. - h alasti.

Teine osa töökeskkonda ajaühikus ülekantavast energiast määrab puhuri kasuliku võimsuse, mis on võrdeline rõhu ja vooluga.

Kasutegur on kasuliku võimsuse ja kasutatud võimsuse suhe.

Seda saab esitada kolme efektiivsusteguri korrutisena.

h Г - hüdrauliline efektiivsus, mis iseloomustab võimsuskadu ülelaaduri hüdraulilise takistuse ületamiseks;

h 0 - mahuline kasutegur, mis on tingitud töökeskkonna lekkimisest puhuri sees;

h karusnahk - mehaaniline efektiivsus - ülelaaduri hõõrdekadudest.

Pöörlemissagedus - n[rpm]

Ventilaatori kiiruse valik sõltub sellistest tingimustest nagu puhuri tüüp, kaalu- ja suurusepiirangud ning ökonoomsusnõuded.

Nimikiirus on näidatud ülelaadija passis.

Pöörleva liikumise võimsuse määrab moment ja nurkkiirus (c -1) - w.

[kW]

Nurkkiirus ω ja kiirust n seotud suhtega [ - pöörete arv sekundis erinevates mõõtudes]

Siit [kW]

Vaakum-imemispea (H in).

Mõne laevapumba puhul on see oluline parameeter.

Vaakum-imemiskõrguse all mõistetakse atmosfäärirõhu ja rõhu erinevust – pumba sisselaskeava juures, s.o.

Imemiskõrgus on piiratud minimaalse absoluutrõhuga min, mis tekib pumba sisselaskeava piirkonnas ja mis peab olema suurem kui pumbatava vedeliku küllastusauru rõhk

Vastasel juhul keeb vedelik kohtades, kus tekib minimaalne rõhk ja pumba normaalne töö on häiritud.

Imemisvõimsusega pumpade võimsus määratakse kogukõrguse H \u003d H koormusega ± N in

Dünaamilised ülelaadurid

Tsentrifugaalpuhurid

3.1.1 Üldkorraldus ja tööpõhimõte

Mõelge konsooli tsentrifugaalpumba skeemile.

Kui tiivik pöörleb, moodustub selle keskosas alandatud rõhk, mille tulemusena siseneb sisselasketorustikust vedelik pidevalt pumba sisselaskeava 1 kaudu, mis on valmistatud sirge teljega koonilise toru (segaduse) kujul. .

Tööratta labad avaldavad jõudu vedeliku voolule ja kannavad sellele mehaanilist energiat. Vedeliku rõhu tõus rattas tekib peamiselt tsentrifugaaljõudude toimel.

Vooludes ümber labade, liigub vedelik radiaalsuunas ratta keskelt selle perifeeriasse. Siin väljutatakse vedelik spiraalsesse väljalaskekanalisse 12 ja suunatakse difuusori väljalaskeavasse 6, kus selle kiirus väheneb ja voolu kineetiline energia muundatakse survepotentsiaalienergiaks.

Vedeliku liikumine tiivikus.

Tööomadused

Tsentrifugaalpumba tiivikus liiguvad vedelikuosakesed ratta enda suhtes ja lisaks teevad nad sellega kaasaskantavat liikumist.

Suhtelise W ja translatsioonilise U liikumise summa annab vedeliku absoluutse liikumise, s.o. selle liikumine statsionaarse pumba korpuse suhtes. Absoluutse liikumise kiirus V (absoluutne kiirus) on võrdne tiiviku W (suhteline kiirus) ja tiiviku ümbermõõdu U ringkiiruse geomeetrilise summaga.

Absoluutkiiruse saab laotada V u - ümbermõõduks ja V p radiaalseks.

Esimene komponent määrab rõhu, teine ​​määrab pumba voolu. Tsentrifugaalpumpade teoorias on tõestatud, et tõstekõrgus on voolu lineaarne funktsioon ja sõltub labade väljundnurgast.

Kui terad on löögi vastu painutatud (< 90 0), то характеристика Н-Q в начале будет восходящей. При радиальных лопастях ( = 90 0) значение напора будет оставаться неизменным, а при >90 0 , kui labad on teel painutatud, langeb H - Q karakteristikud.

Laevadel kasutatakse reeglina tsentrifugaalülelaadureid radiaalsete labadega ja piki kursi kõverdatud labadega (> 0).

H-Q tööomadused erinevad oluliselt arvutatutest ja suurte ettenihkete piirkonnas kõigil labade profileerimisel on H-Q karakteristikud langemas.

Tsentrifugaalsete (tiibade) ülelaadurite tööomaduste all mõistavad rõhu, võimsuse, efektiivsuse sõltuvust toiteallikast H = f (Q), N = f (Q), h = f (Q). Karakteristikud võetakse katseliselt konstantsel nimikiirusel.

Karakteristiku H - Q konstrueerimine nominaalkiirusest erineva nurkkiiruse jaoks, kasutades selleks võimaluse korral proportsionaalsuse seadusi.

Tavaliselt mõõdetakse pumpasid vee peal töötamisel, kuid tsentrifugaalpumba tööd mõjutab suuresti pumbatava vedeliku viskoossus. Vedeliku viskoossuse suurenemisega väheneb pumba vool ja rõhk ning võimsus suureneb: seega langeb kasutegur h 75% -lt 35% -le, kui lülitate veepõhiselt töölt õliga töötamisele.

3.1.2. Tööomadused

torujuhtmete võrgud

Torujuhtmevõrgus vajaliku rõhu graafilist sõltuvust voolukiirusest reguleerivate asutuste konstantsel positsioonil nimetatakse torujuhtmevõrgu tunnuseks.

Vajalik rõhk määratakse rõhukadude summaga

H c \u003d H pr + H g + H tr + H m + H q

kus N pr - vasturõhu kõrgus, saadaval, kui süsteemis on

survepaak;

H g - geomeetriline pea, määratud vedelikusamba järgi,

ületab imemise poolel olev pump N us ja co

tühjenduspool N p.

H tr - rõhukadu torujuhtme hõõrdumise tõttu;

N m - rõhukadu kohaliku takistuse tõttu, mis on tingitud

erinevate liitmike olemasolu torustikus;

H q - vedeliku või gaasi voolukiirusest tingitud täiendav peakadu.

Kahe esimese komponendi summa on staatiline pea Hco, s.o. võrgu rõhukadu pidev komponent

H co \u003d H pr + H g

Ülejäänud kolm kaokomponenti on võrdelised voolukiiruse ruuduga ja seega ka tarnega. Seega on need torujuhtme takistuse dünaamiline komponent

H e \u003d H co + H dün \u003d

kus K c on süsteemi takistustegur.

3.1.3. Pumba töö torustiku võrgus

Omades pumba ja pumbaga ühendatud torustiku omadusi, on lihtne määrata pump-torusüsteemis kehtestatud režiimi, st. pumba poolt sellel torustikul töötamisel tekkiv vool ja rõhk.

Paljudel juhtudel on vastavalt laeva elektrijaama elementide töötingimustele, aga ka näiteks kodumajapidamissüsteemide veetarbimise muutustele vaja reguleerida pumba voolu, eriti suunaga. selle vähendamisest.

Sööda muutmist on võimalik saavutada:

1. drossel;

2. ümbersõit;

3. pöörlemiskiiruse muutus;

Esimese ja teise meetodi puhul muutuvad süsteemi omadused,

kolmandas - pump.

Drosselimine- viiakse läbi selle lähedale, survetorustikule paigaldatud ventiili asendi muutmisega. Kui klapp on osaliselt suletud, liikusid nad töötavast (.) A-st (.) B-sse. Selles režiimis on rõhk H in summa rõhust H in ’, mis kuluks võrgus täielikult avatud klapi korral ja rõhukadu H 3 ventiilis, seega tõhusus. paigaldamine väheneb.

Möödasõidu juhtimine teostatakse pumbaga paralleelselt paigaldatud ventiiliga.

Kuna kogu reguleerimisvahemikus on pumba vooluhulk suletud klapiga suurem kui vooluhulk Q A, on möödavoolu reguleerimine ökonoomsem kui drossel pumpade puhul, mille võimsus väheneb vooluhulga suurenedes.

Ajami mootori ülekoormamise vältimiseks kasutatakse sageli möödaviigu juhtimist ja drosselit.

Kiiruse reguleerimine viib pumba omaduste muutumiseni. See on kõige ökonoomsem, kuid üldiselt on ajam kallim, keerulisem ja töökindlam. Vajadusel rakendatakse suure võimsusega pumpade jaoks.

Pumpade ühistöö ühises süsteemis

Eespool käsitletud pumba juhtimismeetodid võimaldavad vähendada vooluhulka või rõhku võrreldes pumbaga, kui see töötab nimikiirusel. Kuid töö ajal on vaja suurendada süsteemi rõhku või voolu. See on võimalik, kui pumbad on ühendatud järjestikku või paralleelselt.

Sellisel juhul võib kasutada erineva rõhuga, kuid eelistatavalt sama konstruktsioonivooluga pumpasid, vastasel juhul suureneb efektiivsus. seaded on madalad.

Kogukarakteristikut saab esitada ühe pumba karakteristikuna, mille vooluhulk antud rõhul on ligikaudu võrdne mõlema pumba vooluhulkade summaga. Q A \u003d Q B + Q C

Tulenevalt asjaolust, et toite suurenemisega suureneb rõhukadu süsteemi torustikus, Q A< Q 1 + Q 2.

Sööda suurenemine on seda olulisem, mida positiivsem on süsteemi omadus. Paralleelseks tööks on kõige sobivamad pumbad, mille tõstekõrgus on nullvoolu juures.

3.1.4. Tsentrifugaalpumpade konstruktsioonid. Kasutusala

Meie poolt käsitletud tsentrifugaalpumbal on üks tiivik ühesuunalise vedeliku sisselaskega. Mitme tiiviku kasutamine ühes pumbas võimaldab oluliselt laiendada tsentrifugaalpumpade kasutusala ja loob mitmeid disainieeliseid.

Töörataste jadaühendusega pumpasid nimetatakse mitmeastmelisteks. Sellise pumba rõhk võrdub üksikute rataste (etappide) rõhkude summaga ja etteanne on võrdne ühe ratta etteandega. Kõik mitmeastmelise pumba rattad on paigaldatud ühisele võllile ja moodustavad ühe rootori.

Rataste paralleelühendusega pumpasid nimetatakse mitmevooluliseks. Sellise pumba kõrgus on võrdne ühe ratta peaga ja pumba vooluhulk on võrdne üksikute rataste voolude summaga. Kõige levinumad on kahepoolse tiivikuga kahevoolulised pumbad, mis on kahe tavalise ratta ühes tükis ühendus.

Vastavalt võlli asukohale on tsentrifugaalpumbad horisontaalsed ja vertikaalsed.

Vastavalt tugede asukohale jagunevad pumbad võlli otstes paiknevate tugedega konsool- ja monoplokkideks. Monoblokkpumpade puhul paigaldatakse tiivik otse äärikumootori võllile; elektrimootori külge kinnitamiseks on pumbal äärik.

Tsentrifugaalpumpasid kasutatakse erinevates laevasüsteemides:

tulekustutus, ballast, drenaaž, drenaaž, sanitaar. Neid kasutatakse jahutusvedelikuna sisepõlemismootorites, veoautodes - tankeritel jne.

Tsentrifugaalülelaadurite eelised:

kiirus;

Väike kaal ja üldmõõtmed;

Disaini lihtsus;

Ühtlane vedeliku tarnimine;

Suhteliselt madal tundlikkus saastunud vedeliku suhtes;

Piiratud rõhk (saab käivitada suletud klappidega).

Puudused:

Väike surve;

Isekäivitusvõime puudumine.

Vastavalt registrieeskirjadele peavad laevad olema varustatud iseimevate tsentrifugaalpumpadega või vaakumsüsteemiga.

Üldiste laevasüsteemide jaoks kasutatakse vastavalt standardile GOST 7958-78 veerõnga ja retsirkulatsiooni tüüpi iseimevate seadmetega tsentrifugaalpumpasid.

Aksiaalsed ülelaadurid

Korpus on pumba vooluosa ja on kõvera silindrilise toru osa. Pumpa saab hõlpsasti integreerida ühisesse torujuhtmesse, millega see on ühendatud.

Lähenemine ja tagasitõmbamine on fikseeritud elemendid. Sisselaskeavasse on paigaldatud kaitsekate 7 vedeliku sujuvaks varustamiseks labadele või juhtlabale, mille eesmärk on kõrvaldada voolu pöörlemine, mis võib tekkida voolu asümmeetria tõttu enne pumpa sisenemist. Tööratta taga on sirgendusseade, mis koosneb fikseeritud labadest. See hävitab voolukeerise ja voolu kineetiline energia muundatakse rõhuenergiaks.

Puhuri tiivikul on kaks kuni kuus laba. Merepumbad on valmistatud vertikaalse ja horisontaalse võlli paigutusega, üheastmelised (ühe tiivikuga). Tööratta labade hülsi külge kinnitamise meetodi järgi eristatakse jäiga ja pöörleva labaga pumpasid. Terade pöörlemise tõttu muutub lööginurk, mis toob kaasa sööda muutumise konstantsel kiirusel, samal ajal kui rõhk jääb konstantseks. Toite reguleerimine elektrimootori kiiruse muutmisega toob kaasa ka rõhu muutuse. Kuid labade pööramise seadme olemasolu muudab pumba konstruktsiooni oluliselt keerulisemaks.

Sööda juhtimine toimub pöörlemiskiiruse muutmise või labade pööramise teel, efektiivsus = 0,7–0,9 ..

Üks tsentrifugaalpumpade ulatuse laiendamise viise on nende kiiruse muutmine.

Tsentrifugaalpumba rootori pöörlemiskiirus mõjutab oluliselt selle põhinäitajaid: vooluhulka Q, tõstekõrgust H ja pumba võlli N võimsust.

Tsentrifugaalpumba rootori pöörlemiskiiruse muutmisel n1-lt n2 pööret minutis muutuvad võlli vool, tõstekõrgus ja võimsus vastavalt võrranditele:

Neid suhteid nimetatakse proportsionaalsuse seaduseks.

Ülaltoodud proportsionaalsusseaduse võrranditest järeldub:

Nende valemite kohaselt arvutatakse pumba omadused ümber uue pöörete arvu jaoks.

Uue pumba karakteristiku koostamiseks pöörlemiskiirusel n2 tuleks antud pumba karakteristikul H = f (Q) võtta mitu suvalist punkti pöörlemiskiirusel n1 erinevatel etteandetel Q ja vastavad H väärtused. , kasutades proportsionaalsuse seadusi, tuleks arvutada voolukiirused Q2 ja rõhk H2. Uute Q2 ja H2 väärtuste põhjal konstrueerige uued punktid ja tõmmake nende kaudu uus pumba karakteristiku H=f (Q) uuel pöörete arvul n2.

Kasuteguri kõvera (η-Q) koostamisel lähtuvad nad sellest, et pumba kasutegur jääb praktiliselt konstantseks, kui pöörlemissagedus muutub üsna laias vahemikus. Pöörlemissageduse vähendamine 50%-ni pumba efektiivsuses praktiliselt ei muutu.

Pumba võlli kiiruse määramine, mis tagab etteantud veevoolu.

Soovitud vooluhulgale Q2 vastav kiirus n2 tuleks leida ülaltoodud proportsionaalsuse seadusi kasutades.

Samal ajal peaksite teadma, et kui võtate antud pumba karakteristiku H pöörlemiskiirusel n1, siis iseloomustavad seda teatud voolukiiruse Q1 ja rõhu H1 väärtused. Lisaks, kui pöörlemissagedus väheneb n2-ni, on proportsionaalsuse seadusi kasutades võimalik saada selle punkti koordinaatide uued väärtused. Selle positsiooni iseloomustavad Q2 ja H2 väärtused. Kui vähendame pöörlemiskiirust veelgi n3-ni, siis pärast ümberarvutamist saame uued punkti iseloomustavad Q3 ja H3 väärtused jne.

Kui ühendada kõik sujuva kõvera punktid, saame algpunktist väljuva parabooli. Seetõttu, kui pumba võlli kiirust muudetakse, iseloomustatakse rõhu ja pumba vooluhulga väärtust punktide asukohaga, mis asuvad lähtepunktist väljuval paraboolil ja mida nimetatakse sarnaste režiimide parabooliks.

Määrata seostesse kaasatud Q1 ja H1

Kuna parabool peab läbima punkti koordinaatidega Q2 ja H2, saab parabooli konstantse koefitsiendi k leida valemiga:

H2 võetakse torujuhtme omadustest antud voolukiirusel Q2 või arvutatakse järgmise valemiga:

kus Hg on tõstuki geomeetriline kõrgus; S on torujuhtme takistustegur.

Parabooli koostamiseks peate määrama mitu suvalist Q väärtust. Parabooli ja pumba karakteristiku H lõikepunkt pöörete arvul n1 määrab Q1 ja H1 väärtused ning määratakse kindlaks pöörlemiskiirus. nagu

Pumba rootori vajaliku pöörlemiskiiruse saab määrata analüütiliselt:

tsentrifugaalpumpade torustiku jaoks vastavalt valemile:

kus n1 ja ncons on vastavalt normaalne ja nõutav pöörete arv minutis;

Hg on lifti geomeetriline kõrgus;

Q miinused - vajalik tarne;

n ja m on vastavalt torujuhtmete arv ja pumpade arv;

a ja b on pumba parameetrid;

S on kanali ühe rea takistus;

väljaheite tsentrifugaalpumpade jaoks vastavalt valemile.

Teema on tänapäeval üsna keeruline oma esialgse ulatuse ja aksiaalkompressori teooria keerukuse tõttu. Vähemalt minu jaoks on see teatud aspektides alati nii olnud :-). Kuid lähtudes saidi poliitikast, püüan selle taandada põhimõisteteks, lihtsustada ja ühte artiklisse suruda. Ma ei tea, mis saab ... Vaatame :-) ...

Samas... Rääkides sellistest keerulistest seadmetest nagu lennuki gaasiturbiinmootor, tuleb vaatamata loo pidevale lihtsuseihalusele perioodiliselt pöörduda täppistehnikateaduste poole. Õnneks ei juhtu seda sageli, mitte sügavalt ja tavaliselt piisab füüsika koolikursusest. Täpselt nagu praegu :-).

Niisiis, natuke teooriat.

RF System Labi VJ-Advance videoendoskoop.

Sellised seadmed on üsna täiuslikud, neil on suur hulk funktsioone ja need võimaldavad teil usaldusväärselt tuvastada ja põhjalikult hinnata kompressori kahjustusi peaaegu igas õhutee osas.

Selleks, et videoendoskoobi sond pääseks vooluosasse, tehakse kompressori korpusesse (tavaliselt HA labade vahele) väikese läbimõõduga augud (pordid), mis suletakse hermeetiliste kergesti eemaldatavate pistikutega. Sel juhul pöörleb kompressori rootor kas käsitsi (labade abil) õhu sisselaskeavast või spetsiaalse seadme abil (tavaliselt suured mootorid püloonidel).

Veidi disainist.

Rootorid aksiaalsed kompressorid disaini järgi võib olla kolme tüüpi: trumm, ketas või diskotrumm. Konstruktsioonitüübi valikul võetakse arvesse erinevaid parameetreid: mass, keerukus, koostu jäikus, kandevõime, rootori ümbermõõdud. Kõige sagedamini kasutatakse diskotrummi konstruktsioone. Kettad, olenevalt mootori parameetritest, ühendatakse omavahel ja võlliga keevitamise, poltühenduste, spetsiaalsete splainide abil.

Kujundusskeemid korras. 1 - trumli tüüp, 2 - disko trumli tüüp, 3 - ketta tüüp.

Näide ketas-trummelkompressoriga mootorist (Rolls-Royce RB.162-86).

Labad on kinnitatud ketta velgede otstesse. Kompressorile tüüpiline kinnitusviis on nn. "tuvisaba", mille iga laba jaoks on eraldi pesa. Terad saab värvata ka ketta velje rõngakujulisse soonde. See on ka tuvisaba, kuid koos rõngakujulised tööpinnad.

Terad OK erinevate konfiguratsioonidega varredega.

Palju harvemini kasutatakse kalasaba-tüüpi lukuga kinnitamise meetodit. Seda meetodit kasutatakse kõige sagedamini turbiini labade kinnitamiseks.

Lisaks saab ketta velje rõngakujulistesse soontesse spetsiaalsete tihvtidega kinnitada pikki labasid (tavaliselt esiastmeid), et vähendada sule koormust ja kõrvaldada liigne vibratsioon.

Sellised labad mootori töö ajal tsentrifugaaljõu mõjul on radiaalselt orienteeritud iseseisvalt (mootor AL-21F-3). Vibratsioonikoormuse vähendamiseks võivad eesmiste astmete pikkadel labadel olla spetsiaalsed üksteisega haakuvad katteriiulid (tavaliselt labade tiibade ülemises pooles või mitmel tasandil).

Aksiaalkompressori labade kinnitamine.

PW4000 mootor kahe ventilaatori kattega.

Kuid tänapäevastes kõrge möödavoolusuhtega turboventilaatormootorites on need leidnud rakendust laia akordiga labad(ventilaatori sammuga) ilma vantideta. See võimaldab tõsta ventilaatori aerodünaamilist efektiivsust (kuni 6%), suurendada kogu õhuvoolu ja parandada mootori efektiivsust (kuni 4%). Lisaks väheneb ventilaatori mass ja selle müratase.

Ribadega abaluud OK.

Laia akordiga labad on toodetud tehnoloogia uusimaid edusamme kasutades. Kasutatakse spetsiaalseid polümeeridel (PCM) põhinevaid komposiitmaterjale, õõnsaid lõiketerad on valmistatud kärgstruktuuriga titaanisulamitest, aga ka mittepolümeersetest komposiitmaterjalidest (näiteks boorkiud titaankattega alumiiniummaatriksis) terasid.

staator kompressor on valmistatud kas tahkete sektsioonide kujul või kokkupandud kahest poolest (ülevalt-alt). Juhtlabade labad on paigaldatud väliskorpusesse, tavaliselt ühendusrõngasse.

Ventilaatori labad. Laia kõlaga ja tavaline sidemeriiuliga.

Olenevalt koormustest, vibratsioonist ja otstarbest on need kas konsoolsed või (sagedamini) piki sisemist korpust ühendatud ka tihenditega rõngaga (kärjekujuline või kergesti hõõrduv ( nt alumografiit- Al 2 O 3 + 8-13% grafiiti)). Vastutihendid (tavaliselt labürindiga kammikujulised) on sel juhul rootoril. See hoiab ära kahjuliku õhu ülevoolu SE-l.

Kompressori materjalid - alumiiniumsulamid, titaan ja teras.

Mõnel kaasaegsel mootoril on selle tehnoloogia abil valmistatud kompressori tiivikud "Blisk"(lühend sõnadest bladed disk), mida muidu nimetatakse IBR-iks (integrally bladed rootor). Sel juhul on rootori labad ja ketta korpus ise valmistatud ühtse üksusena. See on üks ühik, enamasti valatud või keevitatud ja vastavalt töödeldud.

Paigaldusterad aksiaalkompressorile.

Sellised konstruktsioonid on märgatavalt tugevamad kui kokkupandavad kettad. Nendes on oluliselt vähem pingekontsentraatoreid, nagu näiteks tuvisaba tera kinnitust kasutades paratamatult olemas. Lisaks on kogu konstruktsiooni mass väiksem (kuni 25%).

Lisaks on montaaži pinnakvaliteet ja selle voolujoonelisus palju parem, mis aitab vähendada hüdraulilisi kadusid ja tõsta sellise kettaga etapi efektiivsust (kuni 8%). Siiski on "õndsus" ja märkimisväärne puudus. Terade kahjustuste korral tuleb kogu ketas välja vahetada ja see toob paratamatult kaasa mootori lahtivõtmise.

"Blisk" tehnoloogia abil valmistatud rootori labadega ketas.

Sellises olukorras kasutatakse koos boroskoopidega spetsiaalseid seadmeid (näiteks Richard Wolf GmbH) sisselõigete puhastamiseks ja tekkivate tera defektide lokaalseks kõrvaldamiseks. Sellised toimingud tehakse kõigi samu vaateaknaid kasutades, mis on saadaval peaaegu kõigil kaasaegsete kompressorite etappidel.

Bliske paigaldatakse kõige sagedamini kaasaegsete turboventilaatormootorite HPC-sse. Näiteks on mootor SaM146.

Saate seda teha ilma kompressorita.

Kaasaegne lennunduse gaasiturbiinmootor koos kõigi selle tööd tagavate süsteemide ja komponentidega on väga keeruline ja delikaatne seade. Kompressor sellega seoses ehk esiteks (võib-olla jagab seda turbiiniga :-)). Kuid ilma selleta on võimatu.

Selleks, et mootor töötaks, peab olema aparaat õhu kokkusurumiseks. Ja pealegi on vaja korraldada voolu gaasi-õhu teel, kui mootor on maas. Nendes tingimustes lennuki gaasiturbiini kompressor ei erine maapealsest gaasiturbiini kompressorist.

Kuid niipea, kui lennuk õhku tõuseb ja kiirendama hakkab, muutuvad tingimused. Lõppude lõpuks surutakse õhku mitte ainult kompressoris, vaid ka sisselaskeavas, see tähendab õhu sisselaskeavas. Kiiruse suurenemisega võib see jõuda kompressori kokkusurumiseni ja isegi seda ületada.

Väga suurtel kiirustel (mitu korda suurem helikiirus) saavutab rõhusuhe optimaalse väärtuse (mis vastab maksimaalsele veojõule või maksimaalsele ökonoomsusele). Pärast seda muutub nii kompressor kui ka seda käitav turbiin tarbetuks.

TRD ja ramjet võrdluses.

Niinimetatud kompressori "degeneratsioon". või muidu "Degeneratsioon" TRD, kuna mootor lakkab olemast gaasiturbiin ja jäädes õhku hingavasse klassi, peaks see juba olema ramjet mootor.

Lennuk MiG-25RB.

TRDF R15B-300.

Näiteks nii-öelda kompressori degeneratsiooni teel olevast mootorist on MiG-25 lennukitele paigaldatud mootor R15B-300, mis oli algselt mõeldud lendudeks suurtega. Sellel mootoril on väga "lühike" kompressor (5 astet), mille surveaste on 4,75. Suur osa kompressioonist (eriti ülehelikiirusel) toimub MiG-25 õhu sisselaskeavas.

Need on aga teiste artiklite teemad.

Täname, et lugesite lõpuni.

Näeme jälle.

Fotod on klikitavad.

Lõpus veel paar pilti teemal, mis "ei mahtunud" teksti sisse……….

Kiiruse kolmnurgad aksiaalkompressori etapi jaoks.

CFM56 tuvisabaga ventilaatori laba pesad.

Näide aksiaalkompressori labade hingedega kinnitusest.

Õõnes titaanist ventilaatori laba kärgstruktuuri südamikuga.

Pumbad jagunevad tavaliselt kahte põhitüüpi: mahukas Ja tsentrifugaal.
Positiivse töömahuga pumbad panna vedelik liikuma, muutes mehaaniliste vahenditega kambri mahtu vedelikuga. Positiivse töömahuga pumbad kujutavad endast koormust konstantse pöördemomendiga võllile, samas kui tsentrifugaalpumpade konstruktsioon eeldab pöörlemissagedusest sõltuvat muutuvat pöördemomenti.
kandma üle vedeliku impulsi sellesse sukeldatud tiiviku pöörlemise tõttu. Impulss põhjustab rõhu või voolu tõusu pumba väljalaskeavas. See artikkel käsitleb ainult tsentrifugaalpumpasid.

Tsentrifugaalpump on seade, mis muudab ajami energia vedeliku kineetiliseks energiaks, kiirendades seda tiiviku välisservani - tiivikuni. Asi on selles, et loodud energia on kineetiline. Vedelikule ülekantud energia hulk vastab tiiviku laba otsas olevale kiirusele. Mida kiirem on tiiviku pöörlemine või suurem on selle suurus, seda suurem on vedeliku kiirus laba serval ja seda suurem on vedelikule ülekantav energia. Voolutakistuse teke reguleerib vedeliku kineetilist energiat tiiviku väljalaskeava juures. Esialgse takistuse tekitab pumba spiraalkamber (korpus), millesse vedelik siseneb ja aeglustub. Kui vedelik pumba korpuses aeglustub, muundatakse osa kineetilisest energiast rõhuenergiaks. See on pumba voolutakistus, mis registreeritakse väljalasketorustikule paigaldatud manomeetril. Pump tekitab voolu, mitte survet. Rõhk on voolutakistuse mõõt.

Pea – voolutakistus

Näide:
Kujutage ette toru, mille veejuga on suunatud otse üles õhku. Rõhk on kõrgus, milleni vesi tõuseb.

NEWTONI (TRUE) vedelike (mitteviskoossed vedelikud, nagu vesi ja bensiin) puhul kasutame pumba tekitatud kineetilise energia mõõtmiseks terminit pea. Kõrgus on veesamba kõrgus, mille pump võib vedelikule ülekantava kineetilise energia tõttu tekitada. Peamine põhjus, miks tsentrifugaalpumba energia mõõtmiseks rõhu asemel kasutatakse pead, on see, et rõhk pumba väljalaskeavas muutub koos vedeliku kaalu muutumisega, aga rõhk mitte.

Seetõttu saame terminit pea kasutades alati näidata pumba jõudlust mis tahes Newtoni vedeliku, raske (väävelhape) või kerge (bensiin) puhul. Pidage meeles, et pea on seotud kiirusega, mille vedelik omandab pumba läbimisel. Kõiki vedelikuvoolusüsteemis saadaolevaid energiatüüpe saab iseloomustada veesamba kõrgusega. Erinevate kõrguste summa on süsteemi kogukõrgus või töö, mida pump selles süsteemis teeb. Eristatakse järgmisi survetüüpe:

Pumba tingimused

IMUKÕRGUS eksisteerib, kui toitepaak on pumba keskjoonest allpool. Seega on geomeetriline imemiskõrgus vertikaalne kaugus pumba keskjoonest pumbatava vedeliku vaba tasemeni.

TOETUS tekib siis, kui toitepaak (imemislift) on pumba keskjoonest kõrgemal. Seega on geomeetriline kõrgus vertikaalne kaugus pumba keskjoonest pumbatava vedeliku vaba tasemeni.

GEOMEETRILINE HÜDROSTAATILINE PEA on vertikaalne kaugus pumba keskjoone ja vaba voolupunkti või vastuvõtupaagis oleva vedeliku pinna vahel.

KOKKU HÜDROSTAATILINE PEA on vertikaalne kaugus toitepaagi vaba taseme ja vaba voolupunkti või pumbatava vedeliku pinna vahel (vastuvõtupaagis).

HÕRDEKADUS (hf)- kaod torujuhtmes ja harutorudes tekkiva voolutakistuse ületamiseks. Takistus sõltub torujuhtme suurusest, seisukorrast ja tüübist, düüside arvust ja tüübist, voolukiirusest ja vedeliku tüübist.

SPEED HEAD (hv)- see on kiirus, mis tuleneb vedeliku liikumisest kiirusega V. Kiiruse kõrgust saab arvutada järgmise valemi abil:
h v = v 2/2g kus: g = 9,8 m/s, V = vedeliku kiirus, m/s
Kiiruspea on tavaliselt tühine ja enamiku kõrgete süsteemide puhul võib seda ignoreerida. Siiski võib see mängida olulist rolli madala rõhuga süsteemides ja sellega tuleb arvestada.

SURVEPEA tuleb arvestada, kui pumpamissüsteem käivitub või lõpeb paagis, mille rõhk ei ole atmosfäärirõhk. Süsteemi ülaosale tuleb lisada toitepaagi vaakum või positiivne rõhk vastuvõtupaagis, millest tuleb lahutada toitepaagi positiivne rõhk või vastuvõtupaagi vaakum. Eespool nimetatud peade tüübid, nimelt hüdrostaatiline pea, hõõrdepea, kiiruspea ja survepea moodustavad koos teatud voolukiiruse juures süsteemi pea.

VAKUUMIME KÕRGUS (hs) on geomeetriline imemiskõrgus, võttes arvesse kadusid ja kiiruse kõrgust. Vaakum-imemiskõrgus määratakse imemisäärikul oleva mõõturi järgi. Lubatud vaakumi kõrguse ületamisel tekib pumbas kavitatsioon.

HÜDRODÜNAAMILINE PEA VÄLJASTUS (HD) on geomeetriline hüdrostaatiline tõstekõrgus, millele on lisatud pumba väljalaskeääriku kiiruskõrgus, pluss kogu hõõrdekõrguse kadu tühjendustorustikus. Hüdrodünaamiline kogukõrgus väljalaskeava juures (määratakse pumba katsetamisel) on väljalaskeäärikul oleva arvesti näit.

HÜDRODÜNAAMILINE PE KOGU (TDH) on hüdrodünaamiline kõrgus väljalaskeava juures, võttes arvesse vaakumi imemiskõrgust:
TDH = h d + h s (kui vedelik tõuseb imemiskõrguseni)
TDH = h d - h s (kui on tagavesi)

VÕIMSUS Pumba poolt tehtav töö on teatud aja jooksul pumbatava vedeliku kogukõrguse ja kaalu funktsioon. Valemites kasutatakse tavaliselt pumba mahuvoolu ja vedeliku erikaalu, mitte pumbatava vedeliku tegelikku massi. Sisendvõimsus (N) on pumba võllile antud tegelik võimsus. Pumba tarne või netohüdrauliline võimsus (Nn) on võimsus, mille pump vedelikule annab. Need kaks suurust on määratletud järgmiste valemitega:

Pumba karakteristikud, nagu vooluhulk, tõstekõrgus, efektiivsus ja võimsustarve, on pumba kõveratel graafiliselt näidatud.

Pumba suurus 2x3-8 on näidatud diagrammi ülaosas. Numbrid 2x3-8 näitavad, et väljalaskeava (väljalaskeava) on 2 tolli (võib olla väljendatud mm), sisselaskeava (imemisava) on 3 tolli ja tiiviku läbimõõt on 8 tolli. Mõned tootjad märgivad selle koodi 3x2-8. Kahest esimesest numbrist suurem on sisselaskeava. Pumba kiirus (rpm) on samuti näidatud graafiku ülaosas ja näitab väljundit 2960 pööret minutis.

Kogu teave esitatakse antud töökiiruse kohta. Võimsus või mahuvool on näidatud piki kõvera alumist osa. Kõik erinevad voolukiirused on näidatud töökiirusel 2960 p/min, kuid näitavad pea mõju, kui väljund on drosseldatud. Toimivuskõverate vasak pool näitab erinevatel voolukiirustel genereeritud peamist.

Graafik võrdleb mitut voolu- ja kõrguskõverat, millest igaüks iseloomustab erinevat (kärbitud) tiiviku suurust. Selle pumba puhul on tiiviku vahemik vahemikus 5,5–8,375 tolli Tõhususe kõverad on graafikul (vertikaalsed jooned) ja iseloomustavad selle pumba efektiivsust vahemikus 64–45 protsenti. Pea suurenedes väheneb vool ja efektiivsus. Energiatarve on näidatud punktiirjoonena, mis on tõmmatud diagonaalselt alumisest paremast ülemisest vasakusse. Energiatarbimise kõverad on näidatud vahemikus 80 - 325 kW. 8" tiiviku kasutamisel voolukiirusega 250 m/h on voolutarve umbes 270 kW.

Pumba ja süsteemi jõudlus

Pumba kõver on pumba füüsiliste omaduste lihtne funktsioon. Süsteemi jõudluskõver sõltub täielikult torujuhtme suurusest, selle pikkusest, põlvede arvust ja asukohast ning muudest teguritest. Nende kahe kõvera ristumiskoht on tegelik tööpunkt. Sel hetkel ühtib pumba rõhk süsteemi kadudega ja kõik on tasakaalus.

Kui süsteemi muudetakse sageli või pidevalt, on vaja muuta pumba omadusi või süsteemi parameetreid.
Muutuva vooluhulga tagamiseks kasutatakse kahte meetodit. Üks meetod on drossel, mille tulemuseks on drosselklapi abil süsteemi omaduste muutus. Teine meetod on pumba pöörlemiskiiruse muutmine, mis muudab pumba jõudlust.

Selle meetodi puhul suurendab täiendav takistus voolule pead. Süsteemi omadused kahe erineva klapiasendi korral on näidatud allpool.

Võrdluseks kasutame näidet drosselsüsteemi energiatarbimise määramiseks, seejärel kiirusega juhitava süsteemi jaoks. Kasutatakse pumpa (8" tiivikuga), mis töötab nimikiirusel 2960 p/min. Pump on ette nähtud töötama süsteemis, mis nõuab 250 meetri kõrgust voolukiirusel 250 m/h. Vaata pumba kõverat allpool.

Graafikus toodud teabe põhjal saate teada drosselsüsteemi erinevad võimsusnõuded allolevas tabelis näidatud vooluhulkade juures.

kus,
Nn- hüdrauliline võimsus (kW)
N- energiatarve (kW)

Muutuva kiirusega süsteem

Erinevalt ülaltoodud meetodist, kui kiirust kontrollitakse,.

Madalam pumba kiirus muudab pumba kõverat pumbatava vedeliku kiiruse tekitatud kiiruse kõrguse alusel. Pidage meeles, et see rõhk on v 2 / 2g.

Sarnasuse seadused

Valemite kogumit, mida kasutatakse tsentrifugaalpumba töö ennustamiseks mis tahes tööpunktis, lähtudes pumba algsetest omadustest, nimetatakse skaleerimisseadusteks.

kus,
n= Pumba pöörlemiskiirus
K= sööt (m/h) R= rõhk (m) N= Võimsus (kW)
Kasutades sama näidet nagu drosseliga, saate arvutada süsteemide energiatarbimise, kui pumba kiirus on:

Kus N- võlli võimsustarve kW-des.
Ülejäänud tööpunktide väärtuste arvutamiseks kasutage sarnasuse seadusi.

On ilmne, et kiiruse reguleerimisel on osalise toite režiimis voolutarve palju väiksem kui drossel. Tegeliku tarbitud elektrienergia määramiseks on vaja arvestada ka elektriajami efektiivsust. Võrgust töötava elektrimootori kasutegur väheneb, kui võll ei ole täielikult koormatud (nagu drosseliga), samal ajal kui reguleeritava elektriajami kasutegur jääb muutumatuks, mis annab täiendavat kokkuhoidu. Energiasääst sõltub ajast, mil pump töötab igal vähendatud kiiruse seadistusel.

Reaalse säästu arvutamiseks tuleb voolutarve korrutada töötundide arvuga. See väärtus korrutatakse seejärel kuluga kWh kohta, et näidata pumba käitamise kulusid igal voolukiirusel. Energiakulude erinevuse saamiseks lahutage drosselvõimsusest kiiruse reguleerimise võimsus.

Meie näites kulub voolukiirusel 200 m/h drossel 240 kW ja kiiruse reguleerimisel sama vooluhulga jaoks vaid 136,2 kW. Kui selline režiim on vajalik 2000 tunniks aastas hinnaga 2 rubla kWh kohta, on kulude võrdlus järgmine:

Drosselsüsteem:
240 x 2000 = 480000 kWh
480000 x 2 = 960 tuhat rubla
Muutuva kiirusega süsteem:
136,2 x 2000 = 272400 kWh
272400 x 2 = 545 tuhat rubla
Salvestamine:
960-545 = 415 tuhat rubla

See näide ei olnud seotud survega. Pea ei mõjuta toite reguleerimisel süsteemi omadusi ja energiatarbimist. Mida kõrgem on süsteemi hüdrostaatiline kõrgus, seda väiksem on energiasäästu potentsiaal. See on tingitud asjaolust, et süsteemi omadus on lamedam, kuna suurem osa energiast kulub vedeliku vajalikule kõrgusele tõstmiseks.

Kohandatud ettevõttelt Rockwell Automation, Inc.[Tühista vastus]
Leheküljed:

Ventilaatorile või pumbale määratud vooluhulga ja kogukõrguse ning kompressori – vooluhulga ja spetsiifilise kokkusurumistöö – alusel määratakse võlli võimsus, mille järgi saab valida ajami mootori võimsust.

Näiteks tsentrifugaalventilaatori puhul tuletatakse võlli võimsuse määramise valem liikuvale gaasile ajaühikus antud energia väljendamisest.

Olgu F gaasitoru lõik, m2; m - gaasi mass sekundis, kg/s; v - gaasi liikumise kiirus, m/s; ρ - gaasi tihedus, m3; ηv, ηp - ventilaatori ja ülekande efektiivsus.

On teada, et

Siis on liikuva gaasi energia avaldis järgmine:

kus on veomootori võlli võimsus, kW,

Valemis saab eristada väärtuste rühmi, mis vastavad toiteallikale, m3 / s ja ventilaatori rõhule Pa:

Ülaltoodud väljenditest on näha, et

Vastavalt

siin c, c1 c2 on konstandid.

Pange tähele, et staatilise rõhu olemasolu ja tsentrifugaalventilaatorite konstruktsiooniomaduste tõttu võib parempoolne eksponent erineda 3-st.

Sarnaselt sellele, kuidas seda tehti ventilaatori puhul, saate määrata tsentrifugaalpumba võlli võimsuse, kW, mis on võrdne:

kus Q - pumba vooluhulk, m3/s;

Hg - geodeetiline pea, mis võrdub tühjendus- ja imemiskõrguste vahega, m; Hc - kogu pea, m; P2 - rõhk paagis, kus vedelikku pumbatakse, Pa; P1 - rõhk paagis, millest vedelik pumbatakse, Pa; ΔH - rõhukadu liinis, m; sõltub torude lõigust, nende töötlemise kvaliteedist, torujuhtmeosade kõverusest jne; ΔH väärtused on toodud teatmekirjanduses; ρ1 - pumbatava vedeliku tihedus, kg/m3; g = 9,81 m/s2 - vabalangemise kiirendus; ηn, ηp - pumba ja jõuülekande efektiivsus.

Tsentrifugaalpumpade mõningase lähendusega võib eeldada, et võlli võimsuse ja kiiruse vahel on seos P = cω 3 ja M = cω 2. Praktikas varieeruvad kiiruse astendajad y 2,5-6 piires erinevate konstruktsioonide ja pumpade töötingimuste korral, mida tuleb elektriajami valimisel arvestada.

Näidatud kõrvalekalded määratakse pumpade puhul torustiku rõhu olemasolu järgi. Märgime möödaminnes, et kõrgsurveliinil töötavate pumpade elektriajami valimisel on väga oluline asjaolu, et need on väga tundlikud mootori pöörlemiskiiruse vähenemise suhtes.

Pumpade, ventilaatorite ja kompressorite põhiomadused on välja töötatud rõhu H sõltuvus nende mehhanismide Q toiteallikast. Need sõltuvused on tavaliselt esitatud HQ graafikute kujul mehhanismi erinevate kiiruste jaoks.

Joonisel fig. 1 kujutab näitena tsentrifugaalpumba omadusi (1, 2, 3, 4) selle tiiviku erinevatel nurkkiirustel. Samadele koordinaattelgedele kantakse joone 6 karakteristik, millel pump töötab. Liini tunnuseks on suhe toite Q ja rõhu vahel, mis on vajalik vedeliku kõrgusele tõstmiseks, ülerõhu ületamiseks väljalasketorustiku väljalaskeava juures ja hüdraulilise takistuse vahel. Karakteristikute 1,2,3 ja karakteristiku 6 lõikepunktid määravad rõhu ja jõudluse väärtused, kui pump töötab teatud liinil erinevatel kiirustel.

Riis. 1. Pumba pea H sõltuvus selle toiteallikast Q.

Näide 1. Konstrueerida tsentrifugaalpumba karakteristikud H, Q erinevatel kiirustel 0,8ωn; 0,6ωn; 0,4ωн, kui on seatud tunnus 1 at ω = ωн (joon. 1).

1. Sama pumba jaoks

Seega

2. Konstrueerime pumba karakteristiku ω = 0,8ωn korral.

Punkti b jaoks

punkti b jaoks"

Seega on võimalik konstrueerida abiparaboolid 5, 5", 5"... mis degenereeruvad sirgjooneks y-teljel Q = 0 juures ja QH karakteristikud erinevate pumba kiiruste korral.

Kolbkompressori mootori võimsust saab määrata õhu või gaasi kokkusurumise indikaatori graafiku alusel. Selline teoreetiline diagramm on näidatud joonisel fig. 2. Teatud kogus gaasi surutakse diagrammi järgi algmahust V1 ja rõhust P1 lõppmahuni V2 ja rõhuni P2.

Tööd kulutatakse gaasi kokkusurumisele, mis on olenevalt kokkusurumisprotsessi olemusest erinev. Seda protsessi saab läbi viia vastavalt adiabaatilisele seadusele ilma soojusülekandeta, kui indikaatori diagramm on piiratud joonisel fig. 2; vastavalt isotermilisele seadusele konstantsel temperatuuril vastavalt kõver 2 joonisel fig. 2 või piki polütroopikõverat 3, mis on näidatud pideva joonena adiabaadi ja isotermi vahel.

Riis. 2. Gaasi kokkusurumise indikaatori diagramm.

Töö gaasi kokkusurumisel polütroopse protsessi jaoks, J/kg, väljendatakse valemiga

kus n on polütroopne indeks, mis on määratud võrrandiga pV n = const; P1 - algne gaasirõhk, Pa; P2 - surugaasi lõpprõhk, Pa; V1 on gaasi algne erimaht ehk 1 kg gaasi maht imemisel, m3.

Kompressori mootori võimsus, kW, määratakse avaldise järgi

siin Q - kompressori vooluhulk, m3/s; ηk - kompressori efektiivsuse indikaator, võttes arvesse võimsuskadu selles reaalse tööprotsessi ajal; ηp - kompressori ja mootori vahelise mehaanilise jõuülekande efektiivsus. Kuna teoreetiline indikaatordiagramm erineb oluliselt tegelikust ja viimase saamine pole alati võimalik, siis kasutatakse kompressori võlli võimsuse kW määramisel sageli ligikaudset valemit, kus lähteandmeteks on isotermilise ja adiabiitse kokkusurumise töö samuti kasutegur.kompressor, mille väärtused on toodud teatmekirjanduses.

See valem näeb välja selline:

kus Q - kompressori vooluhulk, m3/s; Au - isotermiline töö 1 m3 atmosfääriõhu kokkusurumisel rõhuni Р2, J/m3; Aa - 1 m3 atmosfääriõhu kokkusurumise adiabaatiline töö rõhuni Р2, J/m3.

Kolb-tüüpi tootmismehhanismi võllil oleva võimsuse ja kiiruse suhe on täiesti erinev võlli ventilaatori tüüpi pöördemomendiga mehhanismide vastavast suhtest. Kui kolb-tüüpi mehhanism, näiteks pump, töötab liinil, kus hoitakse konstantset rõhku H, siis on ilmne, et kolb peab iga käiguga ületama konstantse keskmise jõu, sõltumata pöörlemiskiirusest.

Saadud valemite põhjal määratakse vastava mehhanismi võlli võimsus. Mootori valimiseks tuleks nendesse valemitesse asendada voolu ja rõhu nimiväärtused. Saadud võimsuse põhjal saab valida pideva tööga mootori.