Kompresory lotnicze GTE. Oszczędność energii dzięki regulacji częstotliwości Główne parametry pracy dmuchaw

Główne wskaźniki techniczne sprężarek to: przepływ, ciśnienie (ciśnienie), moc, wydajność, wysokość ssania i prędkość.

Pasza - ilość cieczy lub gazu dostarczana przez odcinek rury wylotowej doładowania w jednostce czasu. Do pomiaru przepływu stosuje się wartości objętościowe Q [m 3 / s] i masę Q m [kg / s].

Oni są spowinowaceni

gdzie jest gęstość czynnika roboczego, kg / m 3.

Głowa (H) - energia przekazywana przez sprężarkę jednostkowej masie pompowanej cieczy lub gazu.

W przypadku pomp wyporowych głównym parametrem zwykle nie jest wysokość podnoszenia, ale całkowite ciśnienie, które wytwarzają.

Głowa i ciśnienie są powiązane

[ ]

W przypadku wentylatorów ciśnienie jest często podawane w mm słupa wody. filar - godz.

1 mm. woda. Sztuka. = 9,81 Pa

1 atm. \u003d 10 m. wody. Sztuka. » 100 kPa (98067 Pa).

Moc i wydajność

Energia dostarczana do doładowania z silnika w jednostce czasu reprezentuje jego moc

Część energii jest tracona w sprężarce w postaci strat i decyduje o jej sprawności. - nago.

Pozostała część energii przekazywana do czynnika roboczego w jednostce czasu określa moc użytkową dmuchawy, która jest proporcjonalna do ciśnienia i przepływu.

Sprawność to stosunek mocy użytecznej do mocy zużytej.

Można go przedstawić jako iloczyn trzech współczynników efektywności.

h Г - sprawność hydrauliczna, która charakteryzuje utratę mocy w celu pokonania oporu hydraulicznego w doładowaniu;

h 0 - wydajność objętościowa spowodowana wyciekiem czynnika roboczego do wnętrza dmuchawy;

h futro - sprawność mechaniczna - ze strat tarcia w doładowaniu.

Częstotliwość rotacji - N[obr/min]

Wybór prędkości dmuchawy zależy od warunków, takich jak typ dmuchawy, ograniczenia dotyczące masy i rozmiaru oraz wymagania ekonomiczne.

Prędkość znamionowa jest podana w paszporcie doładowania.

O sile ruchu obrotowego decyduje moment i prędkość kątowa (c -1) - w.

[kW]

Prędkość kątowa ω i prędkość N powiązane stosunkiem [ - liczba obrotów na sekundę w różnych miarach]

Stąd [kW]

Próżniowa głowica ssąca (H in).

W przypadku niektórych pomp morskich jest to ważny parametr.

Podciśnieniowa wysokość ssania rozumiana jest jako różnica między ciśnieniem atmosferycznym a ciśnieniem - na wlocie do pompy, tj.

Wysokość ssania ograniczona jest minimalnym ciśnieniem bezwzględnym min występującym w obszarze wlotu pompy, które musi być większe od ciśnienia pary nasyconej pompowanej cieczy

W przeciwnym razie ciecz zagotuje się w miejscach, w których występuje minimalne ciśnienie, a normalna praca pompy zostanie zakłócona.

Moc pomp o wydajności ssania jest określona przez całkowitą wysokość podnoszenia H \u003d obciążenie H ± N w

Dynamiczne doładowania

Dmuchawy odśrodkowe

3.1.1 Ogólny układ i zasada działania

Rozważ schemat wspornikowej pompy odśrodkowej.

Gdy wirnik obraca się, w jego środkowej części powstaje obniżone ciśnienie, w wyniku czego ciecz z rurociągu wlotowego w sposób ciągły wpływa do pompy przez wlot 1, wykonany w postaci stożkowej rury (konfuzora) o prostej osi .

Łopatki wirnika wywierają siłę na przepływ płynu i przekazują mu energię mechaniczną. Wzrost ciśnienia płynu w kole powstaje głównie pod działaniem sił odśrodkowych.

Opływając łopatki, ciecz porusza się w kierunku promieniowym od środka koła do jego obwodu. Tutaj ciecz jest wyrzucana do spiralnego kanału wylotowego 12 i kierowana do wylotu dyfuzora 6, gdzie jej prędkość maleje, a energia kinetyczna przepływu jest zamieniana na energię potencjalną ciśnienia.

Ruch płynu w wirniku.

Charakterystyka operacyjna

W wirniku pompy odśrodkowej cząsteczki płynu poruszają się względem samego koła, a ponadto wykonują z nim ruch przenośny.

Suma ruchu względnego W i translacyjnego U daje ruch bezwzględny płynu, tj. jego ruch względem stacjonarnej obudowy pompy. Prędkość ruchu bezwzględnego V (prędkość bezwzględna) jest równa sumie geometrycznej prędkości płynu względem wirnika W (prędkość względna) i prędkości obwodowej U wirnika

Prędkość bezwzględną można rozłożyć na Vu - obwodową i Vp radialną.

Pierwszy składnik określa ciśnienie, drugi określa przepływ pompy. W teorii pomp odśrodkowych udowodniono, że wysokość podnoszenia jest liniową funkcją przepływu i zależy od kąta wylotu łopatek.

Jeśli ostrza są wygięte w kierunku przeciwnym do skoku (< 90 0), то характеристика Н-Q в начале будет восходящей. При радиальных лопастях ( = 90 0) значение напора будет оставаться неизменным, а при >90 0 , gdy łopatki są wygięte po drodze, charakterystyka H - Q będzie opadać.

Na statkach z reguły stosuje się sprężarki odśrodkowe z łopatkami promieniowymi i zakrzywionymi wzdłuż kursu (> 0).

Charakterystyki eksploatacyjne H-Q znacząco różnią się od obliczonych iw rejonie dużych posuwów we wszystkich przypadkach profilowania łopatek charakterystyki H-Q spadają.

Pod charakterystyką działania doładowań odśrodkowych (łopatkowych) rozumiem zależność ciśnienia, mocy, wydajności od zasilania H = f (Q), N = f (Q), h = f (Q). Charakterystyki są pobierane doświadczalnie przy stałej prędkości nominalnej.

Konstrukcja charakterystyki H - Q dla prędkości kątowej innej niż nominalna, ewentualnie wykorzystując do tego prawa proporcjonalności.

Zwykle pompy są mierzone podczas pracy na wodzie, ale na działanie pompy odśrodkowej duży wpływ ma lepkość pompowanej cieczy. Wraz ze wzrostem lepkości cieczy zmniejsza się przepływ i ciśnienie pompy, a moc wzrasta: więc wydajność h spada z 75% do 35% przy przejściu z pracy na wodzie do pracy na oleju.

3.1.2. Charakterystyka działania

sieci rurociągów

Graficzna zależność wymaganego ciśnienia w sieci rurociągów od natężenia przepływu przy stałym położeniu organów regulacyjnych nazywana jest charakterystyką sieci rurociągów.

Wymagane ciśnienie jest określane na podstawie sumy strat ciśnienia

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

gdzie N pr - wysokość przeciwciśnienia, dostępna, gdy system ma

zbiornik ciśnieniowy;

H g - wysokość geometryczna, określona słupem cieczy,

pokonany przez pompę po stronie ssącej N us i co

strona tłoczna N str.

H tr - utrata ciśnienia spowodowana tarciem w rurociągu;

N m - strata ciśnienia spowodowana lokalnym oporem, spowodowana

obecność różnych złączek w rurociągu;

H q - dodatkowa strata ciśnienia spowodowana natężeniem przepływu cieczy lub gazu.

Suma dwóch pierwszych składowych to wysokość statyczna Hco, tj. stała składowa straty ciśnienia w sieci

H co \u003d H pr + Hg

Pozostałe trzy składowe strat są proporcjonalne do kwadratu natężenia przepływu, a tym samym do wydatku. Są więc składową dynamiczną oporu rurociągu

H e \u003d H co + H dyn \u003d

gdzie K c jest współczynnikiem rezystancji systemu.

3.1.3. Praca pomp w sieci rurociągów

Mając charakterystykę pompy i rurociągu podłączonego do pompy, łatwo jest określić tryb, który został ustalony w układzie pompa-rurociąg, tj. przepływ i ciśnienie wytwarzane przez pompę podczas pracy na tym rurociągu.

W wielu przypadkach, stosownie do warunków pracy elementów siłowni okrętowej, a także np. zmian zużycia wody w instalacjach domowych, konieczna jest regulacja wydatku pompy, w szczególności w kierunku jego redukcji.

Zmiana paszy może być osiągnięta:

1. dławienie;

2. obejście;

3. zmiana prędkości obrotowej;

W pierwszej i drugiej metodzie zmienia się charakterystyka systemu,

w trzecim - pompa.

Ograniczanie- odbywa się poprzez zmianę położenia zaworu zainstalowanego w jego pobliżu, na rurociągu ciśnieniowym. Gdy zawór jest częściowo zamknięty, z roboczego (.) A przesunęli się do (.) B. W tym trybie ciśnienie H in będzie sumą ciśnienia H in ’, które zostałoby zużyte w sieci przy całkowicie otwartym zaworze i spadku ciśnienia H 3 w zaworze, a zatem wydajności. instalacja jest zmniejszona.

Kontrola obejścia odbywa się za pomocą zaworu zainstalowanego równolegle do pompy.

Ponieważ w całym zakresie regulacji przepływ pompy będzie większy niż przepływ Q A przy zamkniętym zaworze, regulacja przez obejście jest bardziej ekonomiczna niż dławienie dla pomp, których moc maleje wraz ze wzrostem przepływu.

Sterowanie obejściowe oraz dławienie są często stosowane w celu uniknięcia przeciążenia silnika napędowego.

Kontrola prędkości prowadzi do zmiany charakterystyki pompy. Jest najbardziej ekonomiczny, ale generalnie napęd jest droższy, bardziej skomplikowany i mniej niezawodny w działaniu. Stosowany w razie potrzeby do pomp o dużej mocy.

Wspólna praca pomp na wspólnym systemie

Omówione powyżej sposoby sterowania pompą pozwalają na zmniejszenie wydatku lub ciśnienia w stosunku do tych, jakie zapewnia pompa pracująca z prędkością znamionową. Jednak podczas pracy konieczne staje się zwiększenie ciśnienia lub przepływu w układzie. Jest to możliwe, gdy pompy są połączone szeregowo lub równolegle.

W takim przypadku można zastosować pompy o różnych ciśnieniach, ale najlepiej o takim samym przepływie projektowym, w przeciwnym razie wydajność wzrośnie. ustawienia będą niskie.

Całkowitą charakterystykę można przedstawić jako charakterystykę jednej pompy, której przepływ przy danym ciśnieniu jest w przybliżeniu równy sumie przepływów obu pomp. Q A \u003d Q B + Q C

Ze względu na fakt, że wraz ze wzrostem podaży wzrasta strata ciśnienia w rurociągu systemu, Q A< Q 1 + Q 2.

Wzrost posuwu będzie tym bardziej znaczący, im bardziej pozytywna będzie charakterystyka systemu. Do pracy równoległej najbardziej odpowiednie są pompy o podobnej wysokości podnoszenia przy zerowym przepływie.

3.1.4. Konstrukcje pomp odśrodkowych. Obszar zastosowań

Rozważana przez nas pompa odśrodkowa ma jeden wirnik z jednokierunkowym wlotem płynu. Zastosowanie kilku wirników w jednej pompie pozwala znacznie rozszerzyć zakres zastosowania pomp odśrodkowych oraz stwarza szereg zalet konstrukcyjnych.

Pompy z szeregowym połączeniem wirników nazywane są wielostopniowymi. Ciśnienie takiej pompy jest równe sumie ciśnień poszczególnych kół (stopni), a posuw równy jest posuwowi jednego koła. Wszystkie koła pompy wielostopniowej są osadzone na wspólnym wale i tworzą jeden wirnik.

Pompy z równoległym połączeniem kół nazywane są wieloprzepływowymi. Wysokość podnoszenia takiej pompy jest równa wysokości podnoszenia jednego koła, a wydatek pompy jest równy sumie przepływów poszczególnych kół. Najbardziej rozpowszechnione są pompy dwuprzepływowe z dwustronnym wirnikiem, który jest połączeniem w jednym kawałku dwóch zwykłych kół.

W zależności od położenia wału pompy odśrodkowe są poziome i pionowe.

W zależności od umiejscowienia podpór pompy dzielą się na wspornikowe z podporami umieszczonymi na końcach wału i monoblokowe. W przypadku pomp monoblokowych wirnik jest montowany bezpośrednio na wale silnika kołnierzowego; do mocowania do silnika elektrycznego pompa posiada kołnierz.

Pompy odśrodkowe są stosowane w różnych systemach statków:

przeciwpożarowe, balastowe, drenażowe, drenażowe, sanitarne. Stosowane są jako płyny chłodzące w silnikach spalinowych, samochodach ciężarowych - na cysternach itp.

Zalety sprężarek odśrodkowych:

prędkość;

Mała waga i gabaryty;

Prostota projektu;

Jednolity dopływ cieczy;

Stosunkowo niska wrażliwość na zanieczyszczoną ciecz;

Ograniczone ciśnienie (można uruchomić przy zamkniętych zaworach).

Wady:

Mały nacisk;

Brak zdolności samozasysania.

Zgodnie z wymaganiami Regulaminu Rejestru statki muszą być wyposażone w samozasysające pompy odśrodkowe lub wyposażone w system próżniowy.

W przypadku ogólnych systemów okrętowych stosuje się pompy odśrodkowe z urządzeniami samozasysającymi typu pierścienia wodnego i recyrkulacji zgodnie z GOST 7958-78.

Doładowania osiowe

Obudowa jest częścią przepływową pompy i jest odcinkiem zakrzywionej cylindrycznej rury. Pompę można łatwo zintegrować ze wspólnym rurociągiem, do którego jest podłączona.

Podejście i wycofanie to elementy stałe. Na wlocie zainstalowana jest owiewka 7 zapewniająca płynny dopływ płynu do łopatek lub łopatki kierującej, która służy do wyeliminowania zawirowań przepływu, które mogą wystąpić z powodu asymetrii przepływu przed wejściem do pompy. Za wirnikiem znajduje się urządzenie prostujące, które składa się z nieruchomych łopatek. Niszczy zawirowanie przepływu, a energia kinetyczna przepływu jest przekształcana w energię ciśnienia.

Wirnik dmuchawy ma od dwóch do sześciu łopatek. Pompy okrętowe wykonywane są z pionowym i poziomym układem wałów, jednostopniowe (z jednym wirnikiem). Zgodnie ze sposobem mocowania łopatek wirnika na tulei wyróżnia się pompy ze sztywną łopatką i łopatką obrotową. Ze względu na obrót ostrzy zmienia się kąt natarcia, co prowadzi do zmiany posuwu ze stałą prędkością, przy stałym nacisku. Regulacja zasilania poprzez zmianę prędkości obrotowej silnika elektrycznego prowadzi również do zmiany ciśnienia. Jednak obecność urządzenia do obracania łopatek znacznie komplikuje konstrukcję pompy.

Sterowanie posuwem odbywa się poprzez zmianę prędkości obrotowej lub obracanie łopatek, wydajność = 0,7 - 0,9..

Jednym ze sposobów rozszerzenia zakresu pomp odśrodkowych jest zmiana ich prędkości.

Prędkość obrotowa wirnika pompy odśrodkowej znacząco wpływa na jej główne wskaźniki: przepływ Q, wysokość podnoszenia H i moc na wale pompy N.

Przy zmianie prędkości obrotowej wirnika pompy odśrodkowej z n1 na n2 obrotów na minutę przepływ, wysokość podnoszenia i moc na wale zmieniają się zgodnie z równaniami:

Stosunki te nazywane są prawem proporcjonalności.

Z powyższych równań prawa proporcjonalności wynika:

Zgodnie z tymi wzorami charakterystyka pompy jest ponownie obliczana dla nowej liczby obrotów.

Aby zbudować nową charakterystykę pompy przy prędkości obrotowej n2 należy przyjąć kilka dowolnych punktów przy danej charakterystyce pompy H = f (Q) przy prędkości obrotowej n1 przy różnych posuwach Q i odpowiadających im wartościach H. Dalej , korzystając z praw proporcjonalności, należy obliczyć natężenia przepływu Q2 i ciśnienie H2. Na podstawie nowych wartości Q2 i H2 skonstruuj nowe punkty i przeprowadź przez nie nową charakterystykę pompy H=f(Q) przy nowej liczbie obrotów n2.

Konstruując krzywą sprawności (η-Q) wykorzystują fakt, że sprawność pompy pozostaje praktycznie stała, gdy prędkość zmienia się w dość szerokim zakresie. Zmniejszenie obrotów do 50% nie powoduje praktycznie żadnej zmiany wydajności pompy.

Określenie prędkości obrotowej wału pompy, która zapewnia dostarczanie z góry określonego strumienia wody.

Prędkość n2 odpowiadającą żądanemu natężeniu przepływu Q2 należy znaleźć, korzystając z podanych powyżej praw proporcjonalności.

Jednocześnie należy wiedzieć, że jeżeli przyjmiemy daną charakterystykę pompy H przy prędkości obrotowej n1, to będzie ona charakteryzowała się pewnymi wartościami natężenia przepływu Q1 i ciśnienia H1. Ponadto, gdy częstotliwość obrotu spada do n2, stosując prawa proporcjonalności, możliwe jest uzyskanie nowych wartości współrzędnych tego punktu. Jej położenie będzie charakteryzować się wartościami Q2 i H2. Jeśli dodatkowo zmniejszymy prędkość obrotową do n3, to po ponownym przeliczeniu otrzymamy nowe wartości Q3 i H3 charakteryzujące punkt i tak dalej.

Jeśli połączymy wszystkie punkty gładkiej krzywej, otrzymamy parabolę wychodzącą z początku. W związku z tym przy zmianie prędkości obrotowej wału pompy wartość ciśnienia i wydatku pompy będzie charakteryzowana położeniem punktów leżących na paraboli wychodzącej z początku układu współrzędnych i nazywanej parabolą o podobnych modach.

Aby określić Q1 i H1 zawarte w relacjach

Ponieważ parabola musi przechodzić przez punkt o współrzędnych Q2 i H2, stały współczynnik paraboli k można znaleźć ze wzoru:

H2 jest pobierany z charakterystyki rurociągu przy danym natężeniu przepływu Q2 lub obliczany ze wzoru:

gdzie Hg jest geometryczną wysokością windy; S jest współczynnikiem oporu rurociągu.

Aby zbudować parabolę, należy podać kilka dowolnych wartości Q. Punkt przecięcia paraboli z charakterystyką pompy H przy liczbie obrotów n1 określa wartości Q1 i H1, a prędkość obrotową określa się Jak

Wymaganą prędkość obrotową wirnika pompy można wyznaczyć analitycznie:

do hydraulicznych pomp odśrodkowych zgodnie ze wzorem:

gdzie n1 i ncons to odpowiednio normalna i wymagana liczba obrotów na minutę;

Hg to wysokość geometryczna windy;

Q minusy - wymagana podaż;

n i m oznaczają odpowiednio liczbę przewodów i liczbę pomp;

aib to parametry pompy;

S to rezystancja jednej linii przewodu;

do kałowych pomp odśrodkowych według wzoru.

Dzisiejszy temat jest dość trudny ze względu na jego początkową rozległość i złożoność teorii sprężarki osiowej. Przynajmniej dla mnie, w pewnych aspektach zawsze tak było :-). Ale w oparciu o politykę witryny postaram się zredukować to do podstawowych pojęć, uprościć i zmieścić w jednym artykule.Nie wiem, co się stanie…Zobaczymy :-)…

Jednocześnie... Mówiąc o tak skomplikowanych urządzeniach jak samolotowy silnik turbinowy, mimo nieustannego dążenia do prostoty opowieści, trzeba co jakiś czas sięgać po nauki ścisłe. Na szczęście nie zdarza się to często, niezbyt głęboko i zazwyczaj wystarczy szkolny kurs fizyki. Tak jak teraz :-).

A więc trochę teorii.

Wideoendoskop VJ-Advance firmy RF System Lab.

Takie urządzenia są całkiem doskonałe, mają dużą liczbę funkcji i pozwalają niezawodnie wykrywać i kompleksowo oceniać wszelkie uszkodzenia sprężarki w niemal każdej części jej ścieżki powietrza.

Aby sonda wideoendoskopu dostała się do części przepływowej, w obudowie sprężarki (zwykle między łopatkami HA) wykonuje się otwory (porty) o małej średnicy, które zamyka się hermetycznymi, łatwo wyjmowanymi zatyczkami. W tym przypadku wirnik sprężarki obraca się ręcznie (za pomocą łopatek) z wlotu powietrza lub za pomocą specjalnego urządzenia (zwykle dużych silników na słupach).

Trochę o projekcie.

Wirniki sprężarki osiowe zgodnie z projektem może być trzech typów: bęben, dysk lub bęben dyskotekowy. Przy wyborze rodzaju konstrukcji brane są pod uwagę różne parametry: masa, złożoność, sztywność zespołu, nośność, prędkości obwodowe wirnika. Najczęściej stosowane są konstrukcje disco-drum. Tarcze w zależności od parametrów silnika łączone są ze sobą oraz z wałem poprzez spawanie, połączenia śrubowe, za pomocą specjalnych wielowypustów.

Schematy projektowe OK. 1 - typ bębna, 2 - typ bębna disco, 3 - typ dysku.

Przykład silnika ze sprężarką bębnowo-tarczową (Rolls-Royce RB.162-86).

Łopatki są zamocowane na końcach obręczy tarcz. Typowy dla kompresora sposób montażu to tzw. „jaskółczy ogon” z indywidualnym gniazdem dla każdej łopatki. Ostrza można również wprowadzić w pierścieniowy rowek na obręczy tarczy. To także jaskółczy ogon, ale z pierścieniowe powierzchnie robocze.

Ostrza OK z trzonkami typu „jaskółczy ogon” o różnych konfiguracjach.

Znacznie rzadziej stosuje się metodę mocowania za pomocą zamka typu jodełka. Ta metoda jest najczęściej stosowana do mocowania łopatek turbin.

Ponadto długie łopatki (zwykle przednich stopni) można zamocować w pierścieniowych rowkach obręczy tarczy za pomocą specjalnych kołków, aby zmniejszyć obciążenie pióra i wyeliminować nadmierne wibracje.

Takie łopaty pod działaniem siły odśrodkowej podczas pracy silnika są niezależnie zorientowane promieniowo (silnik AL-21F-3). Aby zmniejszyć obciążenia wibracyjne, długie łopaty przednich stopni mogą mieć specjalne półki osłonowe współpracujące ze sobą (zwykle w górnej połowie płata łopaty lub na kilku poziomach).

Mocowanie łopatek sprężarki osiowej.

Silnik PW4000 z dwiema osłonami na wentylatorze.

Jednak w nowoczesnych silnikach turbowentylatorowych o wysokim współczynniku obejścia znalazły one zastosowanie ostrza o szerokim cięciwie(w krokach wentylatora) bez osłon. Pozwala to na zwiększenie wydajności aerodynamicznej wentylatora (do 6%), zwiększenie całkowitego przepływu powietrza oraz poprawę sprawności silnika (do 4%). Ponadto zmniejsza się masa wentylatora i jego poziom hałasu.

Opaska na łopatkach OK.

Ostrza z szeroką cięciwą są produkowane przy użyciu najnowszych osiągnięć technologicznych. Stosowane są specjalne materiały kompozytowe na bazie polimerów (PCM), wydrążone ostrza wykonane są ze stopów tytanu z rdzeniem o strukturze plastra miodu, a także ostrza z niepolimerowych materiałów kompozytowych (np.

stojan sprężarka jest wykonana albo w postaci pełnych sekcji, albo złożona z dwóch połówek (góra-dół). Łopatki kierownic montowane są w obudowie zewnętrznej, najczęściej w pierścieniu łączącym.

Łopatki wentylatora. Szeroki akord i regularny z półką na bandaż.

W zależności od obciążenia, wibracji i przeznaczenia są one albo wspornikowe, albo (częściej) wzdłuż wewnętrznej obudowy są również połączone pierścieniem z uszczelkami (plaster miodu lub łatwo ścieralne ( np. alumografit- Al2O3 + 8-13% grafitu)). Przeciwuszczelki (zwykle w kształcie grzebienia z labiryntem) znajdują się w tym przypadku na wirniku. Zapobiega to szkodliwym przepływom powietrza w SE.

Materiały sprężarek - stopy aluminium, tytan i stal.

W niektórych nowoczesnych silnikach wirniki sprężarek wykonane przy użyciu tej technologii „Blisk”(skrót od bladed disc), inaczej nazywany IBR (integrally bladed rotor). W tym przypadku łopaty wirnika i sam korpus dysku są wykonane jako jedna całość. Jest to jedna jednostka, najczęściej odlewana lub spawana i odpowiednio obrabiana.

Montaż łopatek na sprężarce osiowej.

Takie konstrukcje są zauważalnie mocniejsze niż prefabrykowane dyski. Mają znacznie mniej koncentratorów naprężeń, takich jak na przykład, które są nieuniknione podczas stosowania mocowania łopatek typu „jaskółczy ogon”. Ponadto masa całej konstrukcji jest mniejsza (nawet o 25%).

Dodatkowo znacznie lepsza jest jakość powierzchni zespołu oraz jego opływowość, co pozwala na zmniejszenie strat hydraulicznych oraz zwiększenie wydajności stopnia z taką tarczą (nawet do 8%). Jest jednak „radość” i spora wada. W przypadku jakiegokolwiek uszkodzenia łopatek konieczna jest wymiana całej tarczy, co nieuchronnie wiąże się z demontażem silnika.

Tarcza z łopatami wirnika wykonana w technologii „Blisk”.

W takiej sytuacji, obok boroskopów, zastosowanie specjalistycznego sprzętu (np. Ryszard Wilk GmbH) do czyszczenia wyszczerbień i miejscowego usuwania powstałych ubytków ostrza. Takie operacje są wykonywane przy użyciu tych samych okien podglądowych, które są dostępne na prawie wszystkich stopniach nowoczesnych sprężarek.

Bliski są najczęściej instalowane w HPC nowoczesnych silników turbowentylatorowych. Przykładem jest silnik SaM146.

Możesz to zrobić bez kompresora.

Współczesny lotniczy silnik turbinowy wraz ze wszystkimi układami i podzespołami zapewniającymi jego działanie jest bardzo złożonym i delikatnym zespołem. Kompresor pod tym względem chyba w pierwszej kolejności (może dzieli to z turbiną :-)). Ale bez tego nie da się tego zrobić.

Aby silnik działał, musi istnieć urządzenie do sprężania powietrza. Poza tym konieczne jest zorganizowanie przepływu w ścieżce gaz-powietrze, gdy silnik znajduje się na ziemi. W tych warunkach sprężarka turbiny gazowej samolotu nie różni się niczym od sprężarki z naziemną turbiną gazową.

Jednak gdy tylko samolot wystartuje i zacznie przyspieszać, warunki się zmieniają. W końcu powietrze jest sprężane nie tylko w sprężarce, ale także na wlocie, czyli na wlocie powietrza. Wraz ze wzrostem prędkości może osiągnąć, a nawet przekroczyć stopień sprężania w sprężarce.

Przy bardzo dużych prędkościach (kilkakrotnie przekraczających prędkość dźwięku) stosunek ciśnień osiąga optymalną wartość (odpowiadającą maksymalnej przyczepności lub maksymalnej oszczędności). Następnie sprężarka, a także napędzająca ją turbina, stają się niepotrzebne.

TRD i silnik strumieniowy w porównaniu.

Tak zwany „degeneracja” sprężarki lub w przeciwnym wypadku „Degeneracja” TRD, bo silnik przestaje być turbiną gazową i pozostając w klasie oddychającej powietrzem powinien już być silnik strumieniowy.

Samoloty MiG-25RB.

TRDF R15B-300.

Przykładem silnika, który jest niejako na drodze do degeneracji sprężarki jest silnik R15B-300, który montowany był na samolotach MiG-25 i pierwotnie przeznaczony był do lotów z dużymi. Ten silnik ma bardzo "krótką" sprężarkę (5 stopni) o stopniu sprężania 4,75. Duża część kompresji (zwłaszcza w prędkościach naddźwiękowych) występuje we wlocie powietrza MiG-25.

To jednak tematy na inne artykuły.

Dziękuję za przeczytanie do końca.

Do zobaczenia.

Zdjęcia są klikalne.

Na koniec jeszcze kilka obrazków na temat, który „nie zmieścił się” w tekście……….

Trójkąty prędkości dla stopnia sprężarki osiowej.

Gniazda wentylatorów typu jaskółczy ogon CFM56.

Przykład przegubowego mocowania łopatek sprężarki osiowej.

Wydrążone tytanowe łopatki wentylatora z rdzeniem o strukturze plastra miodu.

Pompy są zwykle podzielone na dwa główne typy: obszerny I odśrodkowy.
Pompy wyporowe wprawić ciecz w ruch, zmieniając mechanicznie objętość komory z cieczą. Pompy wyporowe reprezentują obciążenie stałym momentem obrotowym na wale, podczas gdy konstrukcja pomp odśrodkowych zakłada zmienny moment obrotowy w zależności od prędkości obrotowej.
przenoszą pęd cieczy w wyniku obracania się zanurzonego w niej wirnika. Impuls prowadzi do wzrostu ciśnienia lub przepływu na wylocie pompy. Ten artykuł dotyczy tylko pomp odśrodkowych.

Pompa odśrodkowa to urządzenie, które zamienia energię napędu na energię kinetyczną cieczy poprzez rozpędzanie jej do zewnętrznej krawędzi wirnika - wirnika. Chodzi o to, że wytworzona energia jest kinetyczna. Ilość energii przenoszonej do płynu odpowiada prędkości na czubku łopatki wirnika. Im szybszy obrót wirnika lub im większy jego rozmiar, tym większa prędkość płynu na krawędzi łopatki i większa energia przekazywana do płynu. Powstawanie oporu przepływu reguluje energię kinetyczną płynu na wylocie wirnika. Początkowy opór stawia komora spiralna pompy (obudowa), do której wpływa ciecz i zwalnia. Gdy płyn zwalnia w obudowie pompy, część energii kinetycznej jest przekształcana w energię ciśnienia. Jest to opór przepływu pompy, który jest rejestrowany na manometrze zainstalowanym na rurociągu tłocznym. Pompa wytwarza przepływ, a nie ciśnienie. Ciśnienie jest miarą oporu przepływu.

Głowa - Opór przepływu

Przykład:
Wyobraź sobie rurę ze strumieniem wody skierowanym prosto w powietrze. Ciśnienie to wysokość, na jaką podnosi się woda.

W przypadku płynów NEWTONA (PRAWDZIWYCH) (płynów nielepkich, takich jak woda i benzyna), używamy terminu głowica do pomiaru energii kinetycznej wytwarzanej przez pompę. Głowica to wysokość słupa wody, którą pompa może wytworzyć dzięki energii kinetycznej przenoszonej do cieczy. Głównym powodem używania wysokości podnoszenia zamiast ciśnienia do pomiaru energii pompy odśrodkowej jest to, że ciśnienie na wylocie pompy zmienia się wraz ze zmianą ciężaru cieczy, ale wysokość podnoszenia nie.

Dlatego używając terminu głowica zawsze możemy wskazać osiągi pompy dla dowolnej cieczy newtonowskiej, ciężkiej (kwas siarkowy) lub lekkiej (benzyna). Pamiętaj, że wysokość podnoszenia jest związana z prędkością, jaką uzyskuje ciecz podczas przechodzenia przez pompę. Wszystkie rodzaje energii dostępne w systemie przepływu płynu można scharakteryzować na podstawie wysokości słupa wody. Suma różnych wysokości podnoszenia jest całkowitą wysokością podnoszenia systemu lub pracą, jaką pompa wykona w tym systemie. Wyróżnia się następujące rodzaje nacisków:

Warunki dotyczące pomp

WYSOKOŚĆ SSANIA występuje, gdy zbiornik zasilający znajduje się poniżej linii środkowej pompy. Zatem geometryczna wysokość ssania jest pionową odległością od linii środkowej pompy do swobodnego poziomu pompowanej cieczy.

WSPARCIE występuje, gdy zbiornik zasilający (wysokość ssania) znajduje się powyżej linii środkowej pompy. Zatem głowica geometryczna jest pionową odległością od linii środkowej pompy do swobodnego poziomu pompowanego płynu.

GEOMETRYCZNA GŁOWICA HYDROSTATYCZNA to pionowa odległość między linią środkową pompy a punktem swobodnego przepływu lub powierzchnią cieczy w zbiorniku odbiorczym.

CAŁKOWITA WYSOKOŚĆ HYDROSTATYCZNA jest pionową odległością między swobodnym poziomem w zbiorniku zasilającym a punktem swobodnego przepływu lub powierzchnią pompowanej cieczy (w zbiorniku odbiorczym).

STRATY TARCIA (hf)- straty na pokonanie oporów przepływu występujących w rurociągu i rurach odgałęźnych. Opór zależy od wielkości, stanu i rodzaju rurociągu, liczby i rodzaju dysz, natężenia przepływu oraz rodzaju cieczy.

PRĘDKOŚĆ GŁOWY (hv)- jest to głowica wynikająca z ruchu płynu z prędkością V. Prędkość głowicy można obliczyć za pomocą następującego wzoru:
godz v = v 2 / 2g gdzie: g = 9,8 m/s, V = prędkość płynu, m/s
Głowa prędkości jest zwykle pomijalna i można ją zignorować w większości systemów z dużą głową. Może jednak odgrywać znaczącą rolę w systemach niskiego ciśnienia i należy to wziąć pod uwagę.

GŁOWICA CIŚNIENIA należy wziąć pod uwagę, gdy system pompowania zaczyna się lub kończy w zbiorniku, w którym panuje ciśnienie inne niż atmosferyczne. Podciśnienie w zbiorniku zasilającym lub nadciśnienie w zbiorniku odbiorczym należy dodać do wysokości podnoszenia układu, natomiast nadciśnienie w zbiorniku zasilającym lub podciśnienie w zbiorniku odbiorczym należy odjąć. Powyższe typy głowic, a mianowicie głowica hydrostatyczna, głowica cierna, głowica prędkościowa i głowica ciśnieniowa tworzą razem głowicę układu przy określonej prędkości przepływu.

WYSOKOŚĆ SSANIA PODCIŚNIENIA (hs) jest geometryczną wysokością ssania, uwzględniającą straty i prędkość podnoszenia. Wysokość ssania podciśnienia jest określana na podstawie manometru na kołnierzu ssącym. W przypadku przekroczenia dopuszczalnej wysokości podciśnienia w pompie dochodzi do kawitacji.

WYLOT GŁOWICY HYDRODYNAMICZNEJ (hd) to geometryczna wysokość podnoszenia hydrostatycznego plus wysokość prędkości na kołnierzu wylotowym pompy plus całkowita strata ciśnienia w rurociągu tłocznym. Całkowita wysokość podnoszenia hydrodynamicznego na wylocie (określana podczas testowania pompy) to odczyt licznika na kołnierzu wylotowym.

CAŁKOWITY WYSOKOŚĆ HYDRODYNAMICZNA (TDH) jest wysokością hydrodynamiczną na wylocie, z uwzględnieniem wysokości zasysania próżni:
TDH = godz re + godz s (gdy ciecz podnosi się do wysokości ssania)
TDH = godz re - godz s (jeśli jest cofka)

MOC Praca wykonana przez pompę jest funkcją całkowitej wysokości podnoszenia i ciężaru pompowanej cieczy w określonym czasie. Wzory zwykle wykorzystują przepływ objętościowy pompy i ciężar właściwy cieczy, a nie rzeczywisty ciężar pompowanej cieczy. Moc wejściowa (N) to rzeczywista moc dostarczana do wału pompy. Wydajność pompy lub moc hydrauliczna netto (Nn) to moc dostarczana przez pompę do płynu. Te dwie wielkości są określone następującymi wzorami:

Charakterystyki pompy, takie jak wydajność, wysokość podnoszenia, wydajność i zużycie energii, są przedstawiane graficznie na krzywych pompy.

Rozmiar pompy, 2x3-8, jest pokazany na górze wykresu. Liczby 2x3-8 wskazują, że wylot (wylot) ma 2 cale (można wyrazić w mm), wlot (ssanie) ma 3 cale, a wirnik ma średnicę 8 cali. Niektórzy producenci wskazują ten kod jako 3x2-8. Większa z pierwszych dwóch cyfr to wlot. Prędkość pompy (obr./min.) jest również wyświetlana u góry wykresu i przedstawia wydajność przy 2960 obr./min.

Wszystkie informacje prezentowane są dla danej prędkości roboczej. Wydajność lub przepływ objętościowy jest pokazany wzdłuż dolnej krawędzi krzywej. Wszystkie różne prędkości przepływu są pokazane dla prędkości roboczej 2960 obr./min, ale pokazują wpływ wysokości podnoszenia, gdy moc wyjściowa jest dławiona. Lewa strona krzywych wydajności pokazuje wysokość podnoszenia generowaną przy różnych natężeniach przepływu.

Wykres porównuje kilka krzywych przepływu i wysokości podnoszenia, z których każda charakteryzuje inny (ścięty) rozmiar wirnika. W przypadku tej pompy zakres wirnika waha się od 5,5 do 8,375 cala. Krzywe wydajności są nałożone na wykres (linie pionowe) i charakteryzują wydajność tej pompy od 64 do 45 procent. Wraz ze wzrostem wysokości spada przepływ i wydajność. Zużycie energii jest pokazane jako kropkowana linia poprowadzona ukośnie od prawego dolnego rogu do lewego górnego. Krzywe poboru mocy przedstawiono dla zakresu 80 - 325 kW. Przy zastosowaniu wirnika 8" o przepływie 250 m/h pobór mocy wyniesie około 270 kW.

Wydajność pompy i systemu

Krzywa pompy jest prostą funkcją fizycznych właściwości pompy. Krzywa wydajności systemu zależy całkowicie od rozmiaru rurociągu, jego długości, liczby i lokalizacji kolan oraz innych czynników. Przecięcie tych dwóch krzywych jest rzeczywistym punktem pracy. W tym momencie ciśnienie pompy odpowiada stratom w systemie i wszystko jest zrównoważone.

Jeżeli układ podlega częstym lub ciągłym zmianom, konieczna jest zmiana charakterystyki pompy lub parametrów układu.
Istnieją dwie metody, które są wykorzystywane do zapewnienia zmiennego przepływu. Jedną z metod jest dławienie, które polega na zmianie charakterystyki układu za pomocą zaworu dławiącego. Inną metodą jest zmiana prędkości obrotowej pompy, co zmienia wydajność pompy.

Dzięki tej metodzie dodatkowe opory przepływu zwiększają wysokość podnoszenia. Charakterystykę systemu przy 2 różnych pozycjach zaworów przedstawiono poniżej.

Dla porównania posłużmy się przykładem do określenia poboru mocy przez system dławiący, a następnie dla systemu sterowanego prędkością. Stosowana jest pompa (z 8-calowym wirnikiem) pracująca z nominalną prędkością 2960 obr./min. Pompa przystosowana jest do pracy w instalacji wymagającej wysokości podnoszenia 250 metrów przy przepływie 250 m/h. Patrz krzywa pompy poniżej.

Na podstawie informacji przedstawionych na wykresie można określić różne wymagania dotyczące mocy przy natężeniach przepływu przedstawionych w poniższej tabeli dla układu dławiącego.

Gdzie,
Nn- moc hydrauliczna (kW)
N- pobór mocy (kW)

System zmiennej prędkości

W przeciwieństwie do powyższej metody, gdy prędkość jest kontrolowana, .

Niższa prędkość pompy zmienia krzywą pompy w oparciu o wzrost prędkości generowany przez prędkość pompowanej cieczy. Pamiętaj, że to ciśnienie wynosi v 2 / 2g.

Prawa podobieństwa

Zbiór wzorów służących do przewidywania pracy pompy odśrodkowej w dowolnym punkcie pracy, oparty na pierwotnych charakterystykach pompy, nazywa się prawami skalowania.

Gdzie,
N= Prędkość obrotowa pompy
Q= Posuw (m/godz.) R= Ciśnienie (m) N= Moc (kW)
Korzystając z tego samego przykładu, co w przypadku dławienia, można obliczyć zużycie energii dla systemów, gdy prędkość pompy wynosi:

Gdzie N- pobór mocy na wale w kW.
Skorzystaj z praw podobieństwa, aby obliczyć wartości w pozostałych punktach pracy.

Oczywiste jest, że przy regulacji prędkości pobór mocy w trybie częściowego zasilania jest znacznie mniejszy niż przy dławieniu. Aby określić rzeczywistą pobraną moc elektryczną, należy również wziąć pod uwagę sprawność napędu elektrycznego. Sprawność silnika elektrycznego pracującego z sieci spada, gdy wał nie jest w pełni obciążony (jak w przypadku dławienia), podczas gdy sprawność regulowanego napędu elektrycznego pozostaje niezmieniona, co daje dodatkowe oszczędności. Oszczędność energii będzie zależała od czasu, przez jaki pompa będzie pracować przy każdym ustawieniu zmniejszonej prędkości.

Aby obliczyć rzeczywiste oszczędności, należy pomnożyć zużycie energii przez liczbę godzin pracy. Wartość ta jest następnie mnożona przez koszt za kWh, aby pokazać koszt działania pompy przy każdym natężeniu przepływu. Odejmij pobór mocy sterowania prędkością od mocy dławienia, aby uzyskać różnicę w kosztach energii.

W naszym przykładzie przy natężeniu przepływu 200 m/h podczas dławienia zużywane jest 240 kW, a przy sterowaniu prędkością tylko 136,2 kW jest potrzebne do tego samego przepływu. Jeśli konieczne jest zapewnienie takiego reżimu przez 2000 godzin rocznie w cenie 2 rubli za kWh, porównanie kosztów będzie następujące:

System dławienia:
240 x 2000 = 480000 kWh
480000 x 2 = 960 tysięcy rubli
System zmiennej prędkości:
136,2 x 2000 = 272400 kWh
272400 x 2 = 545 tysięcy rubli
Oszczędność:
960-545 = 415 tysięcy rubli

Ten przykład nie był związany z presją. Głowica nie wpływa na charakterystykę systemu i pobór mocy przy regulacji zasilania. Im wyższa wysokość podnoszenia hydrostatycznego systemu, tym mniejszy potencjał oszczędności energii. Wynika to z faktu, że charakterystyka systemu jest bardziej płaska, ponieważ większość energii jest zużywana na podniesienie cieczy na wymaganą wysokość.

Zaadaptowano z Rockwell Automation, Inc.[Anuluj odpowiedź]
Strony:

Na podstawie podanego dla wentylatora lub pompy wydatku i wysokości podnoszenia, a dla sprężarki - wydatku i właściwej pracy sprężania - wyznaczana jest moc na wale, według której można dobrać moc silnika napędowego.

Na przykład dla wentylatora odśrodkowego wzór na określenie mocy na wale pochodzi z wyrażenia energii przekazywanej poruszającemu się gazowi w jednostce czasu.

Niech F będzie odcinkiem gazociągu, m2; m - masa gazu na sekundę, kg/s; v - prędkość ruchu gazu, m/s; ρ - gęstość gazu, m3; ηv, ηp - sprawność wentylatora i przekładni.

Wiadomo, że

Wówczas wyrażenie na energię poruszającego się gazu przyjmie postać:

gdzie jest moc na wale silnika napędowego, kW,

We wzorze można wyróżnić grupy wartości odpowiadające podaży, m3 / s, oraz ciśnieniu wentylatora, Pa:

Z powyższych wyrażeń widać, że

Odpowiednio

tutaj c, c1 c2 są stałymi.

Należy pamiętać, że ze względu na występowanie ciśnienia statycznego i cechy konstrukcyjne wentylatorów odśrodkowych wykładnik po prawej stronie może różnić się od 3.

Podobnie jak zrobiono to dla wentylatora, można wyznaczyć moc na wale pompy odśrodkowej, kW, która jest równa:

gdzie Q - wydatek pompy, m3/s;

Hg - wysokość geodezyjna równa różnicy wysokości zrzutu i ssania, m; Hc - całkowita głowa, m; P2 - ciśnienie w zbiorniku, w którym pompowana jest ciecz, Pa; P1 - ciśnienie w zbiorniku, z którego pompowana jest ciecz, Pa; ΔH - strata ciśnienia w przewodzie, m; zależy od przekroju rur, jakości ich obróbki, krzywizny odcinków rurociągu itp .; Wartości ΔH podano w literaturze przedmiotu; ρ1 - gęstość pompowanej cieczy, kg/m3; g = 9,81 m/s2 - przyspieszenie swobodnego spadania; ηn, ηp - sprawność pompy i przekładni.

Przy pewnym przybliżeniu dla pomp odśrodkowych można przyjąć, że pomiędzy mocą na wale a prędkością obrotową istnieje zależność P = cω 3 i M = cω 2. W praktyce wykładniki y prędkości wahają się w granicach 2,5-6 dla różnych konstrukcji i warunków pracy pomp, co należy uwzględnić przy wyborze napędu elektrycznego.

Wskazane odchylenia są określone dla pomp na podstawie obecności ciśnienia w przewodzie. Na marginesie zauważamy, że bardzo ważną okolicznością przy wyborze napędu elektrycznego do pomp pracujących na linii wysokiego ciśnienia jest to, że są one bardzo wrażliwe na spadek prędkości obrotowej silnika.

Główną cechą charakterystyczną pomp, wentylatorów i sprężarek jest zależność wytworzonego ciśnienia H od zasilania tych mechanizmów Q. Zależności te są zwykle przedstawiane w postaci wykresów HQ dla różnych prędkości mechanizmu.

na ryc. 1 jako przykład przedstawia charakterystyki (1, 2, 3, 4) pompy odśrodkowej przy różnych prędkościach kątowych jej wirnika. W tych samych osiach współrzędnych naniesiona jest charakterystyka linii 6, na której pracuje pompa. Cechą charakterystyczną linii jest zależność między zasilaniem Q a ciśnieniem niezbędnym do podniesienia cieczy na wysokość, pokonania nadciśnienia na wylocie z rurociągu tłocznego oraz oporów hydraulicznych. Punkty przecięcia charakterystyk 1,2,3 z charakterystyką 6 określają wartości ciśnień i wydajności, gdy pompa pracuje na określonej linii z różnymi prędkościami.

Ryż. 1. Zależność wysokości podnoszenia H pompy od jej zasilania Q.

Przykład 1. Konstruuj charakterystyki H, Q pompy odśrodkowej dla różnych prędkości 0,8ωn; 0,6ωn; 0,4ωн, jeżeli charakterystyka 1 jest ustawiona na ω = ωн (rys. 1).

1. Dla tej samej pompy

Stąd,

2. Skonstruujmy charakterystykę pompy dla ω = 0,8ωn.

Dla punktu b

dla punktu b”

W ten sposób można skonstruować parabole pomocnicze 5, 5", 5"... które przechodzą w prostą na osi y przy Q = 0 oraz charakterystyki QH dla różnych prędkości pompy.

Moc silnika sprężarki tłokowej można określić na podstawie wykresu wskaźników sprężania powietrza lub gazu. Taki schemat teoretyczny pokazano na ryc. 2. Pewną ilość gazu spręża się zgodnie z wykresem od początkowej objętości V1 i ciśnienia P1 do końcowej objętości V2 i ciśnienia P2.

Praca polega na sprężaniu gazu, który będzie różny w zależności od charakteru procesu sprężania. Proces ten można przeprowadzić zgodnie z prawem adiabatycznym bez wymiany ciepła, gdy wykres indykatorowy jest ograniczony krzywą 1 na ryc. 2; odpowiednio zgodnie z prawem izotermy w stałej temperaturze, krzywa 2 na ryc. 2 lub wzdłuż krzywej polytrope 3, która jest pokazana jako linia ciągła między adiabatą a izotermą.

Ryż. 2. Schemat wskaźnika sprężania gazu.

Pracę podczas sprężania gazu dla procesu politropowego, J/kg, wyraża się wzorem

gdzie n jest wskaźnikiem politropii, określonym równaniem pV n = const; P1 - początkowe ciśnienie gazu, Pa; P2 - końcowe ciśnienie sprężonego gazu, Pa; V1 to początkowa objętość właściwa gazu lub objętość 1 kg gazu przy ssaniu, m3.

Moc silnika sprężarki, kW, jest określona przez wyrażenie

tutaj Q - wydajność sprężarki, m3/s; ηk - wskaźnik sprawności sprężarki, uwzględniający straty mocy w niej podczas rzeczywistego procesu pracy; ηp - sprawność przekładni mechanicznej między sprężarką a silnikiem. Ponieważ teoretyczny wykres wskaźnika znacznie różni się od rzeczywistego, a jego uzyskanie nie zawsze jest możliwe, przy określaniu mocy na wale sprężarki, kW, często stosuje się przybliżony wzór, w którym dane początkowe to praca sprężania izotermicznego i adiabitowego, a także wydajność sprężarka, której wartości podano w literaturze przedmiotu.

Ta formuła wygląda następująco:

gdzie Q - wydajność sprężarki, m3/s; Au - izotermiczna praca sprężania 1 m3 powietrza atmosferycznego do ciśnienia Р2, J/m3; Aa - adiabatyczna praca sprężania 1 m3 powietrza atmosferycznego do ciśnienia Р2, J/m3.

Zależność między mocą na wale tłokowego mechanizmu produkcyjnego a prędkością jest zupełnie inna niż odpowiednia zależność dla mechanizmów z momentem obrotowym typu wentylatora na wale. Jeśli mechanizm tłokowy, taki jak pompa, pracuje na linii, w której utrzymywane jest stałe ciśnienie H, to oczywiste jest, że tłok musi pokonać stałą średnią siłę przy każdym skoku, niezależnie od prędkości obrotowej.

Na podstawie uzyskanych wzorów określa się moc na wale odpowiedniego mechanizmu. Aby dobrać silnik należy do tych wzorów podstawić nominalne wartości przepływu i ciśnienia. Na podstawie otrzymanej mocy można wybrać silnik do pracy ciągłej.