УНІВЕРСИТЕТ БАЧУ ІНЖЕНЕРНИЙ ФАКУЛЬТЕТ ІУЛІЙСЬКИЙ ФЛОРЕСКУ ГІДРАВЛІЧНІ МАШИНИ КУРС ПРИМІТКИ

УНІВЕРСИТЕТ В БАЧУ ІНЖЕНЕРНИЙ ФАКУЛЬТЕТ ІУЛІЙСЬКИЙ ФЛОРЕСКУ ГІДРАВЛІЧНІ МАШИНИ КУРС ПРИМІТКИ ДЛЯ СТУДЕНТСЬКОГО ВИКОРИСТАННЯ Видавництво "ALMA MATER" Bacău 007

бачу

Шаблон, виконаний під замовлення №. УНІВЕРСИТЕТ В БАЦУУ вул. Спіру Харет ні. 9 Bacău BACcU UNIVERSITY Опубліковано в 007

β коефіцієнт ізотермічної стисливості (модуль стисливості) Γ вектор швидкості циркуляції; інтенсивність вихору γ питома вага абсолютна шорсткість δ характерна довжина; товщина прикордонного шару; товщина мастильної плівки; товщина ламінарної основи; товщина (стінка); δ l товщина ламінарної підкладки (плівки) ε модуль пружності (рідини); турбулентний коефіцієнт в'язкості (Boussinesq) ζ локальний коефіцієнт опору η динамічна в'язкість; ефективність η h гідравлічна ефективність η v об’ємна ефективність η m механічна ефективність θ швидкість об’ємної деформації λ коефіцієнт Дарсі; коефіцієнт лінійних втрат навантаження ν кінематична в’язкість π критерій добуток ρ щільність σ поверхневий натяг рідини τ тангенціальна складова одиничного напруження τ тангенціальне напруження τ (ν, β) вісь дотичної по відношенню до тригранника Френе τ 0 дотичне напруження на стінці potential потенціал швидкості (z площина); function поточна функція (площина z) ω (ω x, ω y, ω z) вектор вихру ω кутова швидкість

ЗМІСТ Розділ. Вступ. Загальні. Урожайність гідропневматичних машин. 3.класифікація гідравлічних та пневматичних машин. 4 Розділ. Гідравлічні турбіни. 6 Розділ 3. Турбонасоси. 0 3 . Класифікація турбонасосів. 0 3 . Насосні установки. 3.3. Кінематика руху в роторі турбонасоса. 4 3.4. Відношення Бернуллі до відносного руху роторів турбомашин. 5 3.5. Застосування теорем імпульсних та кінетичних моментів у відносному русі роторів турбомашини. 7 3.6. Обмін енергією в роторі. 3.7. Рівняння турбонасоса. 30 3.8. Вплив кута виходу клинка. 3 3.9. Характерні криві турбонасосів. 3 3,0. Характеристика H (Q) турбонасоса. 33 3 . Кавітація турбомашин та визначення висоти всмоктування. 36 3 . Визначення висоти всмоктування відцентрового насоса. 39 3.3. Подібність турбонасосів. 40 3.4. Регулювання турбонасоса. 43 Розділ 4. Вентилятори. 44 4 . Класифікація вболівальників. 44 4 . Рівняння енергії, що застосовується до вентиляторів. 44 4.3. Відцентрові вентилятори. 45 Розділ 5. Об’ємні машини. 46 5 . Загальне. 46 5 . Поршневі насоси. 47 5.3. Осі поршневі машини. 48

Гідравлічні машини 47, де V - об'єм запасного приміщення, z - кількість наповнених і спорожнених приміщень при обертанні вала і n - швидкість вала. Фактичний потік відрізняється від ідеального через течі. У порівнянні з турбонасосами поршневі насоси мають ряд переваг, серед яких ми згадуємо: - вони теоретично можуть забезпечити тиск нагнітання незалежно від того, наскільки високий; - тиск нагнітання не залежить від швидкості руху поршня; - мають високий гідравлічний ККД завдяки малим гідравлічним розсіюванням. Недоліки цих насосів полягають у: - вони мають обмежений потік завдяки режиму руху поршня, що не дозволяє досягти високих швидкостей; - є більш складними з конструктивної точки зору; - їх потік пульсуючий. 5 . Поршневі насоси Ці типи насосів можна класифікувати наступним чином: за кількістю активних ходів при подвійному ході поршня: - насоси одноразової дії (з однією активною поверхнею поршня), малюнок 5; Рис. 5 . Насос односторонньої дії - насоси подвійної дії (з активними обома сторонами поршня), малюнок 5; Рис. 5 . Насос подвійної дії) за типом конструкції: - одноциліндрові насоси (симплекс) - паралельно двоциліндрові насоси (дуплекс) - паралельно трициліндрові насоси (триплекс)

Гідравлічні машини 49 Для поршня діаметром D та елементарним перетином обсягу є: d = sdx = sd RR cos ϕ sin ϕ = sr sinα sin ϕd V p [()] ϕ і загальний потік, для швидкості n (гниль/s), є: πd s =, варіація 4 π Q = Vp zn = srsinα zn sin ϕd ϕ = πd R z nsinα (5.) 0 Аналізуючи два співвідношення, ми виявимо, що для певної машини, де ми знаємо D, R, z, n = Ct, швидкість потоку, що досягається поршнем, змінюється в синусоїдальному напрямку з кутом ϕ, малюнок 5.4, між двома межами Q min і Q max. Q Q max Q med Q min t Рис. 5.4. Потік осьово-поршневого насоса Для оцінки рівномірності потоку насоса розрахуйте коефіцієнт пульсації: Qmax Qmin δ = (5.3) Q, де Q - середній потік. 5.4. Радіально-поршневі машини Ці типи машин використовують кілька радіальних поршнів, встановлених у загальному роторі, рис. 5.5. Рис. 5.5. Радіально-поршневий насос. ротор;. поршні; 3. статор; 4. діафрагма.

Гідравлічні машини 59 Рис. 5 . Трансформатор гідростатичного тиску З відношення F = ηf визначають тиск p і коефіцієнт множення m: (pp) + (D ηδ) ηd p 0 spp = Ds δ (5.) p ηd p p0 ηδ = = δ + Ds mp Ds p Ds δ (5.3) Для руху вперед первинна та вторинна пробки повинні знаходитися відповідно в положеннях 5 та 6. В кінці ходу Pp натискає на зупинку, натискаючи точки 4,5,6,7 у позиції 4, 5,6,7, а пробки автоматично скручуються на 90 o, так що цикл повертається вправо. Аналогічно, p і m отримуються для переходу вправо: ηdp (p p0) + (Ds ηδ) pp = p + D δ sp ηd = pp 0 δ p = + 0 m η p Ds p Ds p Застосування: При p 0 = at, p = 5at, D p = m, D s = 0,5 м, δ = 0, m і η = 0,9, результати: p = 8,6 at і p = 8,6 at. 5.0.4. Висувні ящики та сервомотори як трансформатори гідростатичної сили Гідростатичний трансформатор сили складається з первинного та вторинного, а масло або вода можуть використовуватися як робоча рідина. Гідравлічні, об'ємні або механічні втрати виражаються загальною ефективністю η, а силу від вторинного F можна помножити на будь-яке значення порівняно з F на первинному. Обернена задача на зменшення сили F

6 Гідравлічні машини f 40kgf. Записуючи момент сил відносно стику 0, виходить співвідношення між f, d, p, враховуючи механічну ефективність первинного η m = 0, 95: π fbη m = d pa 4 4 fbηm, звідки: p = πd a Сила на вторинному F а коефіцієнт множення m має вирази: π 4 fbηm π D b F = D pηm ηh = D ηm ηh = fη 5.3) 4 πd a 4 da і коефіцієнт множення: FD bm = = η (5.3) fda де η m - це механічна ефективність великого поршня, а загальна ефективність η = ηm ηm ηh 0, 86. Спостерігається, що множення сили збільшується зі збільшенням відношень D/d та b/a. Знаючи швидкість первинного поршня v f та величини D, d, b, a, можна визначити швидкість v D поршня діаметром D, зрівнюючи потужність від первинної з потужністю від вторинної, враховуючи загальну ефективність η: c) Рис. 5.3. Гідравлічні преси а) ручний гідравлічний прес; б) гідравлічний домкрат; в) гідрофор

64 Гідравлічні машини За певних місцевих умов гідравлічні трансформатори економічніші за насоси (T r 0 років вони не настільки економічні, як електро- чи моторні насоси. 5. Простий турботрансформатор Ідея та перші досягнення гідронасосних турботрансформаторів приписуються професору Лавацеку [3], який тестував моделі, наведені на малюнку 5.4, b, c. Таким чином, режим (з рис. 5.4, b) складається з діагонального ротора турбіни та діагонального ротора насоса. забір здійснюється за допомогою 3, який розподіляє потік Q t через турбіну і потік Q p Qi, різниця протікає протягом 5.

66 Гідравлічні машини Рис. 5.7 а) трансформатор великої потужності б) трансформатор лампочки Трансформатор лампочки має основний елемент, що складається з ротора типу Каплана, постстатора з лопатями, пилососа 3, регульованого рульового пристрою 4, жатки 5 і планетарного множника швидкості 6 від первинної швидкості na до n у вторинній, із співвідношенням i = 4 та підшипником 4. Вторинна складається з підшипника 3, з радіальними крилами 7, насосом 8, пилососом 9 та конічною решіткою 0. Цибулина містить усі внутрішні пристрої та має гідродинамічно форму фюзеляжу, підтримується крилами радіальні на зовнішньому корпусі 5. 5 . Інжектори та ежектори Ці гідравлічні трансформатори є пристроями, які служать для перекачування, коли рідина в первинному та вторинному середовищі є водою, і для подачі води в котли, в цьому випадку пара подається в первинні та вторинні результати води під їх високим тиском. Ежектори використовуються лише з водою або з водою та газом, як вакуумні насоси та як термокомпресори. 5. Гідравлічний інжектор та гідропневматичний інжектор. Для використання інжектора потрібна природна гідравлічна енергія, дата первинного падіння h, яка має швидкість потоку Q м 3/с. Найпростіша схема (рис. 5.8,

Гідравлічні машини 67 а) складається з трьох падінь: h - первинна, забезпечується резервуаром R; h 3 - вторинна, від резервуара R 3; h - висота між нижнім баком R і віссю форсунки. Для розрахунку ми використовуємо декілька рівнянь з гідравліки та гідроенергетики, беручи до уваги позначення на рисунку 5.8, а. У цистернах, швидкість C 0 мала, відповідною кінетичною енергією c можна знехтувати 0 = 0. Застосування рівняння Бернуллі між різними точками Результат характеристик потоку g: p0 pc + h = + + hr γ γ g p0 h γ p0 + h γ 3 pc = + + γ g 3 p3 c = + + γ ghrhr 3 (5.35) Рис. 5.8. Інжектори та ежектори а) водяний інжектор; б) водовідвідник; в) гідропневматичний ежектор Застосовуючи рівняння безперервності для дренажу через отвори з s і s та труби з d, d, d 3 отримують співвідношення: Q = sc Q = sc Q = π dv 4 π π Q = dv Q3 = d3 v3 Q 3 = Q + Q (5.36) 4 4 Енергетичний баланс призводить до співвідношення: Q hh = Q h + h + Q h + h (5.37) () () () rr 3 3 r3 Втрати на навантаженні мають такі вирази:

70 Гідравлічні машини Мал. 5.9. Ежектори а), б) - парові ежектори; в) - термокомпресор d E G 0,00+ 58 γ = (h + h) 4 d () d 3 = 3 5.5. Паровідвідник, що використовується як термокомпресор (рис. 5.9, в). Загалом тиск пари, необхідний для централізованого опалення, не відповідає тиску на виході з парових турбін у ТЕЦ. При p t p p живлення мережі централізованого теплопостачання може здійснювати лише термокомпресор підсилювача тиску. У першому випадку, на діаграмі 5.9, с, свіжа пара з параметрами p (at), i (ккал/кгс) і G (кгс/с) надходить через трубу d і сопло d a. Випуск пари з параметрами pp, ip, G p вводиться в бік до змішувача, а на вторинній, на виході з дифузора d 3, отримується пара, що має параметри, необхідні для нагрівання ptit, Gt. Відзначаючи з e - коефіцієнт викиду, k - коефіцієнт різниці ентальпії та з i ap - ентальпію води, необхідної для змочування парою, отримуємо економію парового потоку Q: де: Q = ε ip + ke iii ap ap k 00% Q p ip ε =; k = = 0,30 0, 70 ii Q t Коли pt H вводиться через E - A - B, аспірація потоку Q з H виконується при D і скидання потоку Q 3 = Q + Q до H 3 cv, температура падає T 3 - T 6 η, тому монітор серцевого ритму є більш економічним порівняно з вибуховим двигуном. '

74 Гідравлічні машини 5.4. Турботрансформатори Порівняно з турбокомпресорами, турботрансформатори передають крутний момент у певних межах, залежно від опору вала турбіни. Конструктивно турботрансформатори показують між ротором насоса та ротором турбіни рульовий апарат, який також називають реактором, фіг.5. 5. Турботрансформатор У напрямку потоку рідини рульовий блок може бути розміщений на вході в турбіну або на вході в ротор насоса, гідравлічно еквівалентні розчини. Ступінь трансформації моменту характеризується коефіцієнтом трансформації K: M t K = (5.) M p, який також називають динамічним коефіцієнтом передачі. Ми також можемо визначити кінематичне відношення передачі: n p ω p i = = (5,3) nt ωt, що визначається відношенням швидкостей або кутових швидкостей. Беручи до уваги два коефіцієнти передачі, ефективність гідродинамічного трансформатора можна визначити за співвідношенням: Pt M tωt K η = = = (5.4) Pp M pω pi Турботрансформатори - це оборотні машини, але якщо вони в турбомуфтах, то через симетрію зворотна передача моменту могла бути досягнута без труднощів, у турботрансформаторів виникають великі труднощі через профілювання лопатей як для роторів, так і для реактора.