Характеристика нагнетателей и тепловых двигателей

Размещено на http://www.allbest.ru/

Конспект лекций

Нагнетатели и тепловые двигатели



Содержание

Общие сведения о дисциплине

1. Нагнетатели

1.1 Принципиальное устройство турбомашин

1.2 Основные рабочие параметры турбомашин

1.3 Теоретические характеристики турбомашин

1.4 Действительные характеристики турбомашин

1.5 Эксплуатационные характеристики турбомашин

1.6 Характеристика внешней сети турбомашины

1.7 Работа турбомашины на внешнюю сеть

1.8 Законы пропорциональности

1.9 Классификация насосов

1.10 Природа явления кавитации

1.11 Допустимая высота всасывания

1.12 Природа осевой силы в центробежном рабочем колесе

1.13 Способы гидравлического уравновешивания осевой силы насосов

1.14 Конструкции насосов общего назначения

1.15 Особенности насосов горячего водоснабжения

1.16 Теплоэнергетическое насосное оборудование

1.17 Назначение вентиляторных установок

1.18 Внешние сети вентиляторов

1.19 Регулирование вентиляторов

1.20 Аэродинамические характеристики вентилятора

1.21 Устройство вентиляторов общего назначения

1.22 Тягодутьевые машины тепловых станций

1.23 Назначение и принцип действия компрессоров

1.24 Термодинамика компрессорного процесса

1.25 Охлаждение компрессоров

1.26 Характеристики центробежных компрессоров

2. Тепловые двигатели

2.1 Классификация паровых турбин

2.2 Закономерности расширения пара в сопловом канале

2.3 Активный принцип работы пара в турбине

2.4 Реактивный принцип работы пара в турбине

2.5 Устройство простейшей активной турбины

2.6 Устройство активной турбина со ступенями скорости

2.7 Устройство активной турбины со ступенями давления

2.8 Устройство реактивной турбины

2.9 Преобразование энергии в турбинной ступени

2.10 Определение размеров соплового канала

2.11 Определение размеров рабочих лопаток

2.12 Потери в ступенях турбины

2.13 Маслоснабжение турбины

2.14 Регулирование мощности турбины

2.15 Конденсационные установки паровых турбин

2.16 Регенеративный подогрев питательной воды

2.17 Турбины предельной мощности

2.18 Уравновешивание осевых усилий в турбине

2.19 Поддержание заданного режима работы турбины

2.20 Система защиты турбины

2.21 Общее устройство газотурбинной установки

2.22 Особенности газовых турбин

2.23 Анализ эффективности работы ГТУ

2.24 Конструктивные схемы энергетических ГТУ

2.25 Устройство камер сгорания

2.26 Парогазотурбинные установки на тепловых электростанциях

2.27 Принцип действия ДВС

2.28 Виды рабочих циклов ДВС

2.29 Основные параметры и характеристики ДВС

2.30 Технические системы ДВС

2.31 Комбинированные двигатели

2.32 Эксплуатация двигателей

2.33 Энергетические установки на базе ДВС

Экзаменационные вопросы



Общие сведения о дисциплине

В естественных условиях текучая среда (жидкость, газ) всегда перемещается в сторону области с меньшей удельной энергией. Однако, чтобы заставить текучую среду двигаться в обратном направлении надо искусственно сообщить ей приращение энергии. Делается это с помощью машин называемых нагнетателями.

Нагнетатели - это машины для преобразования механической энергии двигателя в потенциальную, кинетическую и тепловую энергию потока.

Соответственно между затраченной механической работой q, начальной на входе в нагнетатель энергией потока и конечной на выходе из него с учётом КПД энергетических преобразований должно соблюдаться равенство:

к - Qн =?Q

Решается в технике и обратная задача, когда энергию потока преобразовывают в механическую работу. При этом поток может быть естественным (река, ветер) и искусственным, созданным за счёт подвода тепловой энергии. В первом случае класс машин называется гидро- и ветродвигателями, во втором - тепловыми двигателями.



Тепловые двигатели - это машины для последовательного преобразования подводимой тепловой энергии в энергию потока, а последнюю в механическую работу вращающегося вала.

Энергетический баланс двигателя можно представить так:

,

где - подведенная тепловая энергия; - потенциальная, кинетическая и тепловая энергии потока; - КПД соответствующих преобразований;

q - полученная механическая работа.

В настоящем курсе в качестве тепловых двигателей рассматриваются паровые турбины, газовые турбины и двигатели внутреннего сгорания, а в качестве нагнетателей - насосы, вентиляторы и компрессоры.

Насосы и вентиляторы, по сути, транспортные машины и предназначены для перемещения соответственно воды (жидкости) и воздуха (газа).

Компрессор - это энергетическая машина, т.к. основная часть сообщенной воздуху энергии при его сжатии расходуется на выполнение различных технологических и механических операций.



1. Нагнетатели

1.1 Принципиальное устройство турбомашин

Кинематический принцип передачи энергии потоку реализуется двумя типами лопастных рабочих органов: центробежным и осевым, что и определяет конструктивный тип турбомашины. Здесь и далее термином турбомашина обозначается нагнетатель с вращающимся рабочим органом.

Центробежная одноступенчатая турбомашина (рис.1) состоит из рабочего колеса 1 с лопастями 2 и обтекателем 3, вала 4, подшипников 5, спирального отвода 6, входного патрубка 7, напорного патрубка 8 и диффузора 9, который применяется только для вентиляторов.

Рис. 1 Центробежная одноступенчатая турбомашина

При вращении рабочего колеса в направлении, показанном стрелкой, жидкость, находящаяся в межлопастных каналах, под действием лопастей приходит в движение. Перемещаясь вдоль лопастей от входа в колесо к выходу из него, поток жидкости получает приращение полной энергии- суммы потенциальной и кинетической энергии (статического и скоростного напора) и затем поступает в спиральный отвод. В постепенно расширяющемся спиральном отводе кинетическая энергия потока частично преобразовывается в потенциальную - в статический напор (давление), который еще больше возрастает в диффузоре. Поток жидкости поступает в рабочее колесо непрерывно, так как в центре колеса при работе турбомашины непрерывно создается разрежение. Обтекатель необходим для безударного подвода жидкости к лопастям.

Рис 2 Последовательное соединение колёс

Широко применяются также многоступенчатые (многоколесные) турбомашины с несколькими рабочими колесами, закрепленными на одном валу (Рис.2). Здесь для увеличения напора (давления) жидкость последовательно проходит через ряд рабочих колес 1 и расположенные между ними направляющие лопаточные отводы 2, где скоростной напор частично преобразовывается в статический.

Осевая турбомашина (рис.3) состоит из рабочего колеса в виде втулки 1 с лопастями 2, вала 3, корпуса 4 с коллектором 5, переднего обтекателя (кока) 6, спрямляющего аппарата 7, диффузора 8 и подшипников. Лопасти относительно втулки закреплены под некоторым углом.

Рис. 3 Осевая турбомашина

При вращении рабочего колеса в направлении, показанном стрелкой, благодаря воздействию лопастей на жидкость происходит приращение давления, необходимое для движения жидкости. У входа в колесо возникает разрежение, а за колесом - давление. За рабочим колесом устанавливается спрямляющий аппарат для выравнивания в осевом направлении потока, выходящего из колеса закрученным. Назначение диффузора в осевой турбомашине то же, что и в центробежной.

Описанная осевая турбомашина одноступенчатая, т. е. одноколесная. Однако, как и центробежная, она может быть и многоступенчатой, с последовательным соединением колес. Между рабочими колёсами устанавливается неподвижный лопаточный направляющий аппарат, а за последним колесом - такой же конструкции спрямляющий аппарат.

1.2 Основные рабочие параметры турбомашин

Подача (производительность) Q - количество жидкости транспортируемой в единицу времени (м3/c, м3/мин, м3/ч, кг/c). Термин подача применим только по отношению к насосам.

Напор (давление) H, p - приращение полной удельной энергии, полученной жидкостью в турбомашине. Единица измерения напора ? метр водяного столба; давления ? Па.

Давление связано с напором соотношением

p=сgH,

где с - плотность воды кг/м3.

Мощность полезная - это приращение энергии потока в единицу времени, которое определяется соотношением:

Nп = pQ/1000 = сgHQ/1000, кВт



Мощность общая - это энергия, потребляемая приводным двигателем, которая зависит от КПД турбоагрегата з

Nо= Nп / з .

1.3 Теоретические характеристики турбомашин

Основной характеристикой рабочего колеса турбомашины является зависимость напора от подачи. Такая зависимость между теоретической подачей QT турбомашины и создаваемым теоретическим напором НT описывается уравнением вида

,

где u2 - окружная скорость колеса по внешнему диаметру D2, м/с; в2 - выходной угол лопатки, рад; b2 - ширина колеса, м.

Аналогично выглядит и зависимость для осевого рабочего колеса.

У центробежного рабочего колеса теоретический напор при прочих равных условиях существенно зависит от выходного угла в2 лопастей, которые могут быть:

- загнутые вперёд, когда в2 < 900 , т.е. ctgв2 >0 ( рис.4а);

- радиальные, когда в2 = 900 , т.е. ctgв2 =0 ( рис.4б);

- загнутые назад, когда в2 > 900 , т.е. ctgв2 <0 ( рис.4в).

В соответствии с этим и на основании зависимости (4) при u2 = const в координатных осях подачи QT и напора HT строят теоретические индиви? дуальные характеристики турбомашины, которые для всех типов рабочих колёс имеют общую начальную координату



Рис. 4 Рабочие колёса центробежных турбомашин и их характеристики

QТ = 0; .

Как видно с увеличением подачи QТ напор турбомашин с колёсами, имеющими лопасти, загнутые вперёд, возрастает, при радиальных лопастях остаётся постоянным, а при лопастях, загнутых назад, снижается.

В отношении величины напора колёса с лопастями, загнутыми вперёд, предпочтительнее. Однако в этих колёсах имеет место наибольшая скорость , а наименьшая величина её - в колёсах с лопастями, загнутыми назад. Для уменьшения потерь желательно, чтобы скорость была меньше, но не менее известного предела, так как с её уменьшением снижается . Значение , обеспечивающее максимальный КПД колеса, имеют место при 155 о> в2 > 130 о, т.е. при лопастях загнутых назад.

У осевых турбомашин средний угол относительной скорости всегда вср < 90о и поэтому их теоретическая характеристика имеет такой же вид, как у центробежных машин с лопастями загнутыми назад (см. рис.4в).

1.4 Действительные характеристики турбомашин

Действительный напор H развиваемый турбомашиной меньше теоретического HT из-за неизбежных потерь энергии. Эти потери принято делить на три вида: гидравлические, объёмные и механические.

Гидравлические потери обусловлены трением частиц жидкости между собой и о поверхности проточной части турбомашины, вихревым движением жидкости и преобразованием скоростного напора в статический.

Объемные потери связаны с утечками жидкости через неплотности в турбомашине.

Механические потери это затраты энергии на трение в подшипниках, сальниках, жидкости о наружные поверхности дисков рабочего колеса (дисковое трение) и др.

Отношение полезной мощности к мощности, потребляемой турбомашиной называется КПД турбомашины и является ее характеристикой.

Кривую действительной характеристики турбомашины можно получить, если из ординат теоретического напора HT вычесть ординаты потерь напора Нп при соответствующих подачах (рис.5).

Рис. 5 Формы действительных характеристик турбомашин

Сравнение форм действи- тельных характеристик турбомашин, имеющих рабочие колеса с лопастями, загнутыми вперед (рис.5а) и назад (рис.5б), показывает, что первая характеристика имеет вид выпуклой кривой ; а вторая ? падающей кривой или имеет слабо выраженный горб. Форма характеристики при определенных условиях оказывает влияние на устойчивость режима работы турбомашины.

Действительная характеристика осевой турбомашины (рис.5в) имеет форму седлообразной кривой, что связано с неравномерностью потерь энергии с ростом подачи. Эта форма тем более выражена, чем больше угол установки лопастей относительно втулки. Характеристики седлообразной формы в определенных случаях не обеспечивают надежную работу турбомашин.

1.5 Эксплуатационные характеристики турбомашин

Эксплуатационные характеристики турбомашин находятся опытным путём. Опытные фактические зависимости напора или давления, мощности и КПД в функции подачи (производительности) турбомашины: и называют эксплуатационными индивидуальными характеристиками.

Рис. 6 Типовая паспортная характеристика насоса

Иногда эти характеристики дополняются другими кривыми, например, кривыми вакуумметрической высоты всасывания у насосов, статического КПД у вентиляторов.

Характеристики, полученные опытным путём, приводятся заводом - изготовителем в паспорте на турбомашину в виде графиков. На рис.6 в качестве примера показана паспортная характеристика насоса, где ?Hвак доп - допустимая вакуумметрическая высота всасывания.

Для многоколёсных машин характеристика обычно даётся на одно колесо. При последовательном соединении колёс зависимости и получают увеличением ординат характеристик прямо пропорционально числу колёс.

1.6 Характеристика внешней сети турбомашины

Характеристика внешней сети представляет собой зависимость между подачей и напором, который должна развивать турбомашина для движения жидкости во внешней сети. Напор турбомашины расходуется на подъем жидкости на геометрическую высоту , создание скоростного напора в сливном отверстии напорного трубопровода и преодоление гидравлических сопротивлений во внешней сети - потери напора Hn .

Скоростной напор для потока, движущегося со скоростью

.

Потери напора по длине трубопровода и в местных сопротивлениях (повороты, сужения, запорная арматура и т.д.)

,

где - суммарный коэффициент сопротивлений.

При уменьшении сечения FT или увеличении коэффициента сопротивления увеличивается коэффициент сети R и характеристика 2 сети становится круче характеристики 1. При увеличении или уменьшении снижается и характеристика 3 сети становится положе характеристики

Рассмотренные характеристики внешней сети имеют место при турбомашинах, работающие с геометрической высотой подачи (насосы). Для турбомашин без геометрической высоты подачи (вентиляторы, компрессоры)

Рис. 7 Характеристики внешней сети

Просуммировав эти составляющие напора и выразив через подачу и поперечное сечение внешней сети получим

,

где коэффициент сети (трубопровода).

Зависимость между напором и подачей, называемая характеристикой внешней сети, согласно выражению (8) в осях - изобразится параболой. На рис.7 характеристика внешней сети 1 построена для определенного поперечного сечения её и коэффициента сопротивления ос.

и характеристика сети изображается параболой 4, которая выходит из начала координатных осей.



1.7 Работа турбомашины на внешнюю сеть

Зная действительную индивидуальную характеристику турбомашины и характеристику внешней сети, построенные в одинаковых масштабах, рабочий режим турбомашины, т. е. определенное значение ее подачи , напора и КПД находят как точку пересечения указанных характеристик.

Рис. 8 Рабочие режимы турбомашины

Графическое определение рабочего режима турбомашины на внешнюю сеть показано на рис.8. Точка I показывает рабочий режим турбомашины, которому соответствуют и . В данном случае . Для получения наивыгоднейшего рабочего режима, соответствующего , надо изменить характеристику сети. В данном случае необходимо увеличить поперечное сечение сети или уменьшить сопротивления в ней так, чтобы характеристика приняла вид кривой 4, тогда рабочий режим II составит и

Рис.9. Неустойчивые режимы турбомашин

Рабочие режимы турбомашин с одной точкой пересечения характеристик турбомашины и внешней сети являются устойчивыми, т. е. такими, которые могут автоматически восстанавливаться при устранении причин, вызвавших их изменение.

При турбомашинах, работающих с геометрической высотой подачи, может иметь место неустойчивый режим с двумя точками пересечения I и II (рис.9а) характеристик турбомашины 1 и сети 2 или отсутствовать режим, когда не пересекаются характеристики 3 и 2. Неустойчивый режим и отсутствие режима свидетельствует о неправильном выборе турбомашины при заданной геометрической высоте.

Для устранения неустойчивого режима, который может возникать при эксплуатации турбомашин, необходимо, если это возможно, увеличить напор и подачу турбомашины с выходом на характеристики 4 или 5. Устранить неустойчивый режим изменением характеристики сети нельзя, так как турбомашина в конкретных условиях работает с определенной геометрической высотой подачи.

Для центробежных турбомашин, работающих без геометрической высоты подачи (например, вентилятор) рабочий режим должен быть устойчивым, так как характеристика вентиляционной сети выходит из начала координатных осей.

При установке с осевым вентилятором возможны неустойчивые режимы. На рис.9б показаны характеристики осевой турбомашины (вентилятора) при различных углах установки лопастей рабочего колеса. Эти характеристики, в отличие от характеристик центробежных турбомашин могут иметь седлообразную форму. При характеристике 1 осевой турбомашины и характеристике 2 внешней сети рабочий режим устойчивый, так как он определяется одной точкой 1.

При увеличении сопротивления внешней сети (кривая 3) работа турбомашины будет неустойчивой, т.к. пересечение её характеристики произойдет в нескольких точках. Нормальными рабочими режимами осевых турбомашин надо считать режимы, расположенные вправо от вершины горба В с ординатой .

1.8 Законы пропорциональности

Две турбомашины одной серии, т. е. геометрически подобные, имеющие рабочие колеса диаметрами D1 и D2 с одинаковыми углами установки лопастей и работающие с частотой вращения п1 и n2 на внешние сети с одинаковыми характеристиками, имеют подобные режимы, отвечающие следующим соотношениям подач , напоров и мощностей:

; .

Для одной и той же турбомашины, когда имеем

; ; .

В этом случае законы пропорциональности формулируются так:

- подача турбомашины прямо пропорциональна частоте вращения рабочего колеса;

- напор, создаваемый турбомашиной, прямо пропорционален частоте вращения во второй степени;

- мощность турбомашины прямо пропорциональна частоте вращения в третьей степени.

Законы пропорциональности не распространяются на турбомашины, работающие со значительной геометрической высотой подачи. Кроме того, при этих законах значение КПД принимается неизменным, а это неверно, так как с изменением режима работы изменяется и КПД. Следовательно, и при больших изменениях законы пропорциональности несправедливы.

1.9 Классификация насосов

Применительно к использованию в теплоэнергетике все центробежные насосы могут быть разделены на следующие группы:

- насосы для чистой воды;

- конденсатные:

- питательные;

- насосы для подачи смесей жидкостей и твердых частиц.

Насосы для чистой воды применяются для хозяйственного, технического и противопожарного водоснабжения электрических станций и промышленных предприятий. Они бывают одноколёсными и многоколёсными.

Конденсатные насосы применяются для удаления конденсата, а также как горячие дренажные насосы бойлерных установок. Они предназначены для перекачивания конденсата и дренажа при температуре до 393 К.

Питательные насосы применяются для подачи питательной воды в паровые котлы. В большинстве случаев это центробежные многоступенчатые насосы высокого давления, приспособленные к подаче воды с высокой температурой.

Насосы для подачи смесей жидкостей и твердых частиц имеют специфичные условия работы. Поток жидкости, содержащей твердые частицы, проходя с большой скоростью через проточную часть, истирает внутренние поверхности насоса. В теплоэнергетике такие насосы употребляются для перекачки золосмесей и шлакосмесей в системах гидрозолоудаления, а также при производстве работ по очистке гидротехнических сооружений станции (каналов, колодцев).



1.10 Природа явления кавитации

Давление жидкости, проходящей через насос, непрерывно изменяется в направлении движения и неодинаково в отдельных точках сечений проточной полости.

В обычных конструкциях центробежных насосов наименьшее давление наблюдается близ входа в цилиндрическое сечение первого рабочего колеса. Если здесь давление оказывается равным или меньшим давления насыщенного пара, соответствующего температуре всасываемой жидкости, то возникает явление называемое кавитацией.

Кавитация - сложное физическое явление. Из физики известно, что с понижением давления жидкость может закипать и при более низкой температуре. Например, при снижении давления до 2 кПа вода может кипеть при температуре ниже 20о С.

В потоке жидкости, протекающей через рабочее колесо, имеются области с низким давлением, в частности на тыльных сторонах лопастей у их входных кромок. При падении давления ниже давления парообразования pt в этих областях начинается кипение жидкости и образование мелких парогазовых пузырьков. Пузырьки уносятся потоком жидкости по каналу в область повышенного давления, где пар конденсируется и пузырьки захлопываются. Жидкость, окружающая пузырек, устремляется с большой скоростью к его центру. При мгновенном снижении ее скорости возникает гидравлический удар, сопровождаемый резким повышением местного давления до величин десятков МПа.

В начале процесса кавитации появляются мелкие парогазовые пузырьки, которые исчезают вблизи места их образования. При развитии кавитации в связи с дальнейшим понижением давления количество и размеры пузырьков растут.

При кавитации парогазовые пузырьки захлопываются вблизи или на поверхности каналов и вызывают механическое воздействие кавитирующего потока жидкости на поверхности лопастей и дисков рабочего колеса. Это воздействие, проявляющееся в виде микроударов, повторяющихся с очень высокой частотой, приводит к местным выкрашиваниям поверхностей рабочих колес из-за усталостного разрушения. Кавитация сопровождается также вибрациями насосов и характерными шумами. При значительной кавитации может произойти полное нарушение работы насоса.

1.11 Допустимая высота всасывания

Кавитация возникает обычно во всасывающем тракте насоса на лопастях рабочего колеса, где статическое давление в потоке жидкости минимально.

В многоступенчатых насосах наиболее подвержено кавитации первое по ходу жидкости рабочее колесо. Чтобы повысить кавитационные качества таких насосов, перед первой ступенью их устанавливают предвключенное осевое колесо или шнек, состоящий из двух-трех витков. Они развивают на входе в первое колесо многоступенчатого насоса давление, препятствующее возникновению кавитации.

Оценка кавитационных качеств насосов проводится на основе кавитационных характеристик получаемых испытанием на специальных стендах.

Основной мерой против кавитации в насосах любых типов и конструкций является соблюдение безопасной высоты всасывания. Высота всасывания, при которой кавитация не возникает, называется допустимой.

Рис. 10 Варианты установки насоса относительно жидкости

Очевидно, что допустимая высота всасывания зависит от температуры перекачиваемой жидкости. Если уровень всасываемой жидкости располагается ниже оси насоса и давление на поверхности атмосферное, то при некоторой температуре, допустимая высота всасывания становится равной нулю и дальнейшее повышение температуры потребует установки насоса ниже уровня жидкости.

Практически возможны два различных случая расположения насоса относительно приемного резервуара. Установка (рис.10а) характерна для насосов, подающих жидкости с низкой температурой, а установка на (рис.10б) - для насосов, подающих жидкости с высокой температурой.

Установки, выполненные по схеме рис. 10б часто встречаются в тепло- энергетике в схемах регенеративного подогрева и питания паровых котлов.

1.12 Природа осевой силы в центробежном рабочем колесе

На ротор любой турбомашины при её работе действует осевая сила. Эта сила наиболее значима для насосов, где она может достигать нескольких десятков тонн.



Рис. 11 Давление на стенки колеса

Осевая сила появляется вследствие неравенства давлений на переднюю и заднюю внешние стенки центробежного рабочего колеса (рис.11).

В пространства А и В между внешними стенками рабочего колеса и внутренними стенками корпуса попадает выходящая из рабочего колеса жидкость под давлением . Соответственно на площади рабочего колеса, заключенные между окружностями радиусов и (радиус переднего уплотнения колеса), действуют примерно одинаковые и противоположно направленные силы (взаимно уравновешенные).

Гидравлически не уравновешена площадь заднего (коренного) диска рабочего колеса, ограниченная окружностями радиусов Ry и RB и равная . На эту площадь диска с внешней его стороны действует давление , а на внутреннюю меньшее по величине давление всаса . Поэтому колесо находиться под разностью давлений . В результате на рабочее колесо будет действовать осевая сила, направленная в сторону его всасывающего отверстия.



1.13 Способы гидравлического уравновешивания осевой силы насосов

Восприятие осевой силы воздействующей на ротор у малых машин возможно за счёт упорных подшипников. В основном же в крупных и многоколёсных насосах прибегают к различным способам гидравлического уравновешивания осевой силы.

Двусторонний подвод потока жидкости в рабочее колесо. Рабочее колесо с подводом потока жидкости с двух сторон (рис.12) не передает осевой силы на вал вследствие своей симметрии. Колеса такого типа широко применяются в одноступенчатых центробежных машинах.

Рис. 12 Колесо с двух сторонним входом

Рис. 13 Многоступенчатая машина с двухсторонним симметричным входом

В многоступенчатых машинах с четным числом рабочих колес можно разместить колеса одинаковыми группами с подводом потока жидкости с разных сторон, как показано на рис.13. В таких случаях осевые силы, создаваемые обеими группами колес, одинаковы по значению, но различны по направлению и поэтому взаимно уравновешены. Такой способ уравновешивания осевой силы является одним из лучших, так как он обеспечивает надежное уравновешивание без понижения КПД машины.

Разгрузочный диск (гидравлическая пята). В конструкциях многоступенчатых центробежных машин осевую силу можно уравновесить специальным диском, называемым разгрузочным (или гидравлической пятой), который жестко крепится за последним колесом машины на валу (рис.14).

Рис. 14 Уравновешивание при помощи разгрузочного диска

Давление за последним рабочим колесом машины распространяется через радиальный зазор и действует на диск, как это показано стрелками. В полости А за диском поддерживается давление, приблизительно равное давлению во всасывающей трубе насоса благодаря соединению их отводящей трубкой Б. При нормальных соотношениях между размерами , и диаметром отводящий трубки разгрузочный диск создает осевую силу, прилагаемую к валу и направленную вправо, равную осевой силе, создаваемой рабочими колесами.

Такое уравновешивающее устройство обладает способностью авторегулирования. Действительно, если по какой-либо причине ротор машины вместе с диском сдвинулся из нормального положения вправо, то зазор увеличится, гидравлическое сопротивление его уменьшится и давление в полости В снизится, а в полости А возрастет. Уравновешивающая сила на диске уменьшится, равновесие между осевой силой, создаваемой рабочими колесами, и уравновешивающей силой, созданной диском, нарушится в пользу первой и ротор сдвинется влево, восстановив нормальное значение зазора .

В противоположном направлении протекает процесс при сдвиге ротора из нормального положения влево. Таким образом, диск будет автоматически поддерживать соответствие между осевой и уравновешивающей силами.

Уравновешивание с помощью разгрузочного диска нашло широкое применение в многоступенчатых машинах благодаря простоте и надёжности действия. Крупным недостатком этого способа уравновешивания является увеличение утечек жидкости.

1.14 Конструкции насосов общего назначения

В различных отраслях промышленности, в том числе и на теплоэнергетических предприятиях используются насосы для чистой негорячей воды следующих конструктивных типов: консольные, с двухсторонним всасом и секционные. Кроме того, для тяжёлых и грязных жидкостей используются песковые и грунтовые насосы. Все эти типы насосов выпускаются сериями геометрически подобных машин, образующих параметрический ряд.

Консольный насос обозначается К Q/H, где Q - подача, м3/ч; H - напор, м.вод. ст. Параметрический ряд охватывает диапазон от К 8/19 до К 290/17.



Рис. 15 Конструктивная схема консольного насоса типа К

Консольный насос (рис.15) состоит из следующих основных элементов: спирального корпуса 1, отлитого заодно с напорным патрубком 2, рабочего колеса 3, вала 4 с муфтой 5, опорного кронштейна 6, подводящего патрубка 7 и установочной рамы 8.

Для уравновешивания осевого усилия в ведущем диске рабочего колеса имеются отверстия. Опорами вала являются два шариковых подшипника внутри кронштейна 6. Для предупреждения износа корпусных деталей и уменьшения объемных потерь в корпусе и крышке насоса установлены уплотняющие кольца 9. На выходе вала из корпуса насоса установлено сальниковое уплотнение 10 с гидрозатвором.

Рис. 16 Конструктивная схема насоса типа Д

1-рабочее колесо; 2- вал; 3- подшипник; 4- корпус; 5- сальник; 6-трубопровод гидрозатвора; 7- уплотнение; 8- рама

Насосы двухстороннего всасывания типа Д предназначены для перекачи? вания чистой воды и выпускаются серией геометрически подобных машин от Д 200- 95 до Д 6300-80.

Насосы типа Д имеют корпус с горизонтальным разъёмом (рис.16). В нижней части корпуса горизонтально расположены всасывающий и нагнетательный патрубки, направ? ленные в противоположные стороны. Такое расположение патрубков и горизонтальный разъем корпуса позволяют разбирать, осматривать и заменять рабочие органы, не снимая насос с фундамента и не демонтируя электродвигатель и трубопроводы.

Секционные насосы типа ЦНС (центробежный насос секционный) являются горизонтальными многоколёсными машинами с переменным числом колёс. К примеру, насос ЦНС 300-120ч600 имеет конструкцию, предусматривающую возможность использования от 2 до 10 колёс.

Параметрический ряд этих насосов перекрывает подачи Q = 30…850 м3/ч и напоры H = 100….1400 м.

Рис. 17 Схема внешнего устройства насоса тип ЦНС

Насос типа ЦНС (Рис.17) имеет корпус 1, который состоит из отдельных корпусных секций с направляющими аппаратами внутри них, всасывающим 3 и нагнетательным 4 патрубками. Секции стягиваются шпильками и стыки между ними уплотняются резиновым шнуром.

Ротор насоса сборный с числом рабочих колёс соответствующим секциям корпуса. Вал ротора 2 уплотнён сальниками 5 и помещён в подшипники 6, установленные на кронштейнах. С одного конца вал заканчивается муфтой 7. Уравновешивание ротора от осевого усилия обеспечивается при помощи разгрузочного диска.

Засасывание воздуха через сальник со стороны всаса воды предотвращается гидрозатвором. Для этого из первой ступени насоса в полость гидрозатвора подается жидкость, образующая при работе насоса жидкое кольцо, которое предотвращает подсасывание воздуха через сальниковую набивку.

Песковые насосы типа ПС применяются в гидротранспорте для перемещения потоком жидкости в турбулентном режиме твёрдых частиц крупностью 2…15 мм. Параметрический ряд этих насосов охватывает диапазон подач и напоров: Q =7,2….342 м3/ч; H = 12….40 м.

По конструкции песковый насос является одноступенчатой консольной машиной. Рабочее колесо и спиральный корпус выполнены из чугуна, хорошо противостоящего истиранию.

Грунтовые насосы типа ГР служат для перекачки больших объёмов грунтосмеси (пульпы) при весьма разнородном её составе. Параметрический ряд включает машины от ГРК-50/16 до ГРТ 8000/71 ( К-корунд, Т- тяжёлый двухкорпусный). Конструктивно они выполняются в виде консольных центробежных насосов, армированных износостойкими материалами.

1.15 Особенности насосов горячего водоснабжения

Влияние высоких температур перекачиваемых жидкостей сказывается на конструкции подшипников, сальников, способе крепления корпуса насоса к станине (плите).

В горячих насосах значительное количество теплоты подводится к подшипнику через вал от сальников и перемещаемой жидкости. Эта теплота совместно с теплотой трения может создавать недопустимо высокие температуры элементов подшипника, приводящие к вытеканию смазки и полусухому трению. Отсюда следует необходимость охлаждения подшипников, что достигается введением холодной воды в трубчатый змеевик, размещенный в масляной ванне подшипника или в отдельной полости охлаждения масла.

Сальники у насосов для горячих жидкостей также выполняются охлаждаемыми и чаще всего это обеспечивается холодной водой, непосредственно омывающей поверхности втулок сальника.

Для установки насоса на станине служат опорные лапы его корпуса.

Обычная схема расположения опорных лап корпуса насоса для подачи холодной воды показана на рис.18а. Расположение лап здесь нижнее. Применение такой конструкции в насосах для горячих жидкостей вызывает существенные затруднения с центровкой насоса и двигателя, если они соединяются непосредственно при помощи муфты.

Рис. 18 Два варианта опорных лап насосов

Действительно, правильная центровка, произведенная при низкой монтажной температуре, неизбежно нарушится в течение короткого периода после пуска, как только насос разогреется до своей рабочей температуры. Размер r для электродвигателя практически останется без изменений, а для насоса он изменится за счёт тепловой деформации.

Таким образом, после разогрева насоса совпадение геометрических осей насоса и двигателя нарушается и возникает вибрация агрегата. Это обстоятельство заставляет располагать опорные поверхности лап насоса на уровне его геометрической оси (рис. 186). При этом тепловые деформации корпуса насоса будут распространяться симметрично и нарушений центровки при разогреве наблюдаться не будет.

В насосах для горячих жидкостей предусматривается также надежная компенсация тепловых деформаций продольного и поперечного направлений. С этой целью производят фиксацию насоса шпонками, располагаемыми на лапах и корпусе и входящими в канавки на станине насоса.

1.16 Теплоэнергетическое насосное оборудование

Питательные насосы. Рабочие параметры питательных электронасосов паровых котлов лежат в пределах: Q =65ч900 м3/ч; p = 3,9ч29,4 МПа.

Обозначение питательных электронасосов ПЭ-Q-р; где П- питательный,

Э - электроприводной, Q- подача насоса, м3/ч, р - давление насоса, бар.

Питательные насосы подают воду с высоким давлением и соответственно выполняются многоступенчатыми. Количество ступеней в зависимости от требуемого давления может быть различным (до 14) при полной идентичности всех ступеней, кроме первой. Рабочее колесо первой ступени для предохранения от кавитации выполняется с увеличенным входным сечением.

Привод питательных электронасосов производится электродвигателями с синхронной частотой вращения 3000 об/мин, мощность которых ограничена по конструктивным соображениям значением 8000 кВт. Поэтому на ТЭС нашли применение питательные насосы с турбоприводом, получающим пар из промежуточных ступеней турбины энергоблока.

Питательные паротурбонасосы имеют рабочие параметры в следующих пределах: Q=30ч1150 м3/ч; р=5,3чЗ3,2 МПа. Абсолютное давление пара, поступающего в турбину pт = 1,45ч12,7 МПа.

Обозначение питательных турбонасосов: ПТН Q-р-рт, где П - питательный, Т - турбоприводной, Н - насос, Q - подача насоса в номинальном режиме, м3/ч; р - давление насоса, бар, рт - давление пара на входе в приводную турбину, бар.

В зависимости от параметров пара подаваемого в турбину и конструкции её проточной полости частота вращение вала насоса может достигать

7000 об/мин. Однако, при столь высоких частотах вращения первая ступень насоса становится ненадежной с точки зрения кавитации. Это определяет необходимость использования специального предвключенного кавитационоустойчивого насоса.

Соответственно питательная установка будет состоять из основного питательного насоса высокого давления и предвключенного (бустерного) низконапорного насоса.

Конденсатные насосы. Их назначение - подача конденсата отработанного пара из конденсатора турбин и конденсата греющего пара из теплообменников ТЭС в трубопроводную систему регенеративного цикла.

Рабочие параметры горизонтальных конденсатных насосов находятся в пределах: Q= 12ч125 м3/ч; Н=50ч140 м. Те же параметры для вертикальных насосов: Q=200ч2000 м3/ч; H = 40ч180 м.

Обозначение конденсатных насосов: горизонтальные Кс, вертикальные КсВ, первая цифра - подача, м3/ч, вторая - напор, м.

Конденсатные насосы работают в режимах нагрузки, близких к кавитационным. Чтобы обеспечить надежную, без кавитационных срывов работу насоса, частоту вращения ограничивают и первое рабочее колесо выполняют с широким входным сечением.

Циркуляционные насосы. В системах снабжения охлаждающей водой конденсаторов ТЭС применяются насосы с большой подачей и относительно низким напором следующих типов: вертикальные - осевые и центробежные с горизонтальным колесом типа Д.

Обозначения осевых насосов: ОВ №-d , где О - осевой, В - вертикальный, № - номер модели рабочего колеса, d - диаметр рабочего колеса, см.

Обозначение центробежных насосов: dВ-Q/Н, где d - диаметр напорного патрубка, мм; В - вертикальный; Q - подача, м3/ч; Н - напор, м.

Параметры выпускаемых насосов типов ОВ : d = 470ч 2600 мм;

Q = 1700 ч145000 м3/ч; H = 4ч28 м; N = 27ч12500 кВт; М =1800 ч 75000кг.

Параметры центробежных насосов типа В:

Q=5500ч54000 м3/ч; Н=26ч90 м; N=1300ч9500 кВт; М= 8500ч100000 кг.

Сетевые насосы. Служат для подачи горячей воды в теплофикационные сети коммунальных и промышленных систем теплоснабжения; устанавливаются на ТЭЦ и насосных станциях районов. Сетевые насосы центробежные, горизонтальные, одно и двухступенчатые.

В системах теплоснабжения в зависимости от применяемого способа регулирования подачи теплоты сетевые насосы работают в широком диапазоне изменения подач и температур подаваемой воды.

Обозначение сетевых насосов: СЭ-Q-Н, где С - сетевой; Э - электронасос; Q - подача, м3/ч; Н - напор, м.

Рабочие параметры сетевых насосов: Q=160ч5000 м3/ч; Н=50ч180м; Температура подаваемой воды до 453 К.

Сетевые насосы одноступенчатые с рабочим колесом типа Д отличаются расположением опорных лап близ оси машины и наличием водяного охлаждения подшипниковых и уплотнительных узлов.



1.17 Назначение вентиляторных установок

Вентиляторами называют машины для перемещения газообразной среды, имеющие степень повышения давления не более 1,15.

Вентилятор как машина, оснащенный средствами управления и контроля и подсоединённый к внешним сетям для транспортирования газов образует вентиляторную установку.

Вентиляторы широко распространены в промышленности и коммунальном хозяйстве для вентиляции зданий, отсасывания вредных веществ от технологических процессов и таким образом поддержания надлежащих санитарно-гигиенических условий.

В теплоэнергетических установках вентиляторы применяются для подачи воздуха в топочные камеры котлов, перемещения топливных смесей в системах пылеприготовления, отсасывания дымовых газов и транспортирования их в атмосферу.

1.18 Внешние сети вентиляторов

Вентиляторы общего назначения работают обычно на внешние сети в виде коробов или специальных каналов в гражданских или промышленных сооружениях. Здесь преодолеваемое вентилятором сопротивление зависит в основном от сечения, длины, пространственной конфигурации и гладкости стенок каналов.

Вентиляторы теплоэнергетического назначения (тягодутьевые машины) работают на внешние сети, характерной особенностью которых является наличие дымовых труб.

Внешняя сила, которая принуждает воздух поступать в топку, а газообразные продукты горения двигаться по газоходам и дымовой трубе в атмосферу, называется тягой. Различают естественную и искусственную тягу. Естественная тяга обеспечивается дымовой трубой, а искусственная создается дымососом.

Рис. 19 Схема к пояснению естественной тяги

Естественная тяга возникает из-за разности давлений вследствие различия плотностей наружного холодного воздуха и горячих дымовых газов в трубе, в результате которой возникает движение потока дымовых газов по газоходам котла.

Действие дымовой трубы основано на законе сообщающихся сосудов. Вес столба атмосферного воздуха (рис. 19) больше веса такого же столба горячих продуктов горения в дымовой трубе. Вследствие этого наружный холодный воздух входит в топку, преодолевая сопротивление топки, газоходов, теплоиспользующих элементов.

Тяга , Па, создаваемая дымовой трубой, зависит от высоты трубы Нтр, м, и разности плотностей атмосферного воздуха са и продуктов горения спг, кг/м3, и определяется следующим образом:

,

где g ? ускорение свободного падения, м/с2.

Естественная тяга тем больше, чем ниже температура атмосферного воздуха, выше температура продуктов горения, барометрическое давление и высота дымовой трубы.

Дымовые трубы выполняются стальными при высоте до 35 м, кирпичными ? до 100 м, железобетонными ? более 100 м.

Рис. 20 Схемы подачи воздуха в котельный агрегат и удаления продуктов сгорания

Схемы организации подачи воздуха в топку и перемещения продуктов горения в газоходах котельного агрегата, включающие естественную тягу дымовой трубы, показаны на рис. 20.

В системе только с естественной тягой (рис.20а) сопротивление потоков воздуха и продуктов горения преодолевается за счет разности давлений воздуха, поступающего в топочную камеру, и продуктов горения, удаляемых через дымовую трубу в атмосферу. В этом случае весь газовоздушный тракт находится под разрежением. Эта система применяется в котлах малой мощности при малых сопротивлениях движению потоков воздуха и продуктов горения.

В схеме, представленной на рис.206, сопротивление воздушного и дымового трактов преодолевается за счет разрежения, создаваемого дымососом и дымовой трубой.

В системе, приведенной на рис.20в, сопротивление воздушного и дымового трактов преодолевается вентилятором. При этом газоходы котла находятся под давлением. Такая система используется в котлах, работающих под наддувом.

Наибольшее распространение в настоящее время получила схема (рис.20г), в которой подача воздуха в топку осуществляется вентилятором, а продукты горения удаляются дымососом. В этом случае воздушный тракт находится под давлением, а газовый тракт под разрежением. Такая схема используется в котлах с уравновешенной тягой.

1.19 Регулирование вентиляторов

Для изменения производительности вентилятора в процессе эксплуатации используются следующие способы:

? увеличение сопротивления тракта при помощи шибера;

? изменение частоты вращения ротора;

?закручивание потока на входе в рабочее колесо посредством направляющего аппарата;

? изменения либо угла установки рабочих лопаток.

Наиболее простым способом является регулирование шибером в тракте. Однако этот способ наименее экономичен, так как прикрытие шибера не влияет на характеристику Q?H машины, а лишь искусственно повышает сопротивление тракта.

Более экономичными являются способы регулирования, воздействующие на характеристику Q?Н машины. К ним относятся регулирование изменением частоты вращения, регулирование направляющим аппаратом, а также поворотом самих рабочих лопаток или их закрылков.

При изменении скорости вращения параметры Q, Н и N машины изменяются известным образом, но КПД сохраняется практически неизменным.

При регулировании направляющим аппаратом возникают дополнительные потери в самой машине, зависящие от угла поворота лопаток и вызывающие снижение КПД машины. Однако, не смотря на снижении КПД машины расход мощности меньше, чем при дроссельном регулировании. Благодаря сравнительной простоте конструкции и обслуживания регулирование направляющим аппаратом является наиболее распространенным способом.

Машины с поворотными на ходу лопатками рабочего колеса (либо с поворотными на ходу закрылками лопаток) имеют более высокую экономичность в процессе регулирования, чем машины, снабженные направляющим аппаратом.

1.20 Аэродинамические характеристики вентилятора

Аэродинамические качества вентилятора характеризуются производительностью , давлением Н, КПД з, потребляемой мощностью N.

Зависимость между указанными параметрами данного вентилятора при определенных углах установки лопастей рабочего колеса, лопаток направляющего и спрямляющего аппаратов и при постоянной частоте вращения его ротора называется аэродинамической характеристикой вентилятора. Она получается опытным путем при испытаниях вентилятора и представляется в виде как это показано на рис.21.

Рабочий участок 1-2 характеристики центробежного вентилятора (рис.21а) получен из условия экономичности для КПД з ? 0,6.

Рис. 21 Аэродинамические характеристики вентиляторов



На характеристике осевого вентиляторами (рис.21б) слева от точки В - область неустойчивой, т. е. недопусти- мой работы. Поэтому координаты точки 1 определяются из условия устойчивой работы вентилятора при увеличении сопротивления вентиляционной сети в 1,5 раза. Точка же 2 получена из условия экономичной работы. Таким образом, для установок с осевыми вентиляторами рабочий участок 1-2 аэродинамической характеристики определяется из условия устойчивой и экономичной работы.

В процессе эксплуатации вентиляторов возникает необходимость регулирования их рабочих режимов. Для этого лопасти рабочих колес и лопатки направляющих аппаратов могут устанавливаться под различными углами в зависимости от условий эксплуатации.

Для каждого угла установки лопастей вентилятор имеет свою аэродинамическую характеристику. Ряд этих характеристик образуют семейство кривых, на котором выделяется область промышленного использования вентилятора.

Область промышленного использования вентилятора включает рабочие участки аэродинамических характеристик для различных углов установки лопастей при одинаковой частоте вращения ротора и устанавливается индивидуально.

Рис. 22 Области промышленного использования вентиляторов

На рис.22а рабочие участки аэродинамических характеристик 1-2 и 3-4 соответствуют крайним предельным значениям углов установки лопастей рабочего колеса, 1-3 является границей устойчивой работы, 2-4 - указывает на минимальное допустимое значение КПД зmin. На этой же диаграмме показаны линии одинаковых значений КПД - от минимально допустимого до максимального. Построение области промышленного использования на рассматриваемом рисунке показано для осевых вентиляторов.

Область промышленного использования центробежного вентилятора (рис.22б) при регулировании направляющим аппаратом, заключена между рабочими участками аэродинамических характеристик, соответствующих предельным углам установки лопаток направляющего аппарата и линией минимально допустимого КПД = 0,6. При регулировании изменением частоты вращения рабочего колеса область промышленного использования ограничена рабочими участками аэродинамических характеристик при предельных значениях частоты вращения и линий минимально допустимого КПД.

1.21 Устройство вентиляторов общего назначения

В зависимости от условий эксплуатации используются вентиляторы с центробежным, либо осевым рабочим органом. Первые предпочтительнее для обеспечения высокого давления, а вторые для обеспечения высокой производительности.

Конструктивная форма и размеры вентилятора определяются его подачей, давлением и частотой вращения. В зависимости от этих параметров и назначения вентилятора выбирается и конструкция рабочего колеса.

Центробежные вентиляторы различных назначений имеют рабочие колёса с лопастями отогнутыми назад, радиальными и отогнутыми вперёд.

Рис. 23 Осевая (а) и боковая (б) компоновки вентилятора с двигателем

1-корпус; 2- подшипник; 3- муфта; 4- двигатель; 5- рама; 6- клиноременная передача

Однако предпочтение отдаётся лопаткам загнутым назад. Они обеспечивают более высокий КПД вентилятора, устойчивую работу его в широком диапазоне расходов и уменьшение шума.

Соединение вентилятора с приводом на общем основании возможно в различных вариантах исполнения, которые отличаются, главным образом, расположением двигателя на оси или сбоку.

При расположении на оси (рис.23а) двигатель соединяется с рабочим колесом непосредственно либо через муфту, при расположении сбоку (рис.23б) - с помощью клиноременной передачи. Достоинством клиноременной передачи является отсутствие необходимости в тщательном центрировании двигателя.

Центробежные вентиляторы низкого давления обычно имеют моноблочную компоновку. Здесь рабочее колесо посажено непосредственно на вал двигателя. Такая конструкция в целом очень компактна, надёжна и удобна в эксплуатации. Вентиляторы высокого давления для обеспечения достаточной производительности и осевой уравновешенности выполняются с двусторонним входом.

Осевые вентиляторы общего назначения изготовляются для санитарно-технических и производственных целей.