Závislosť tlaku a výkonu od rýchlosti. Základné prevádzkové parametre kompresorov. Strata sacieho tlaku
Odstredivý kompresor je široko používaný v dopravných a leteckých motoroch (GTE), v jednotkách plynových turbín s uzavretým cyklom (CGTU), ako aj v stacionárnych zariadeniach a na motoroch s plynovou turbínou helikoptér ako posledný stupeň odstredivého kompresora.
Keď sa koleso otáča, vzduch sa tlačí cez kanály vytvorené lopatkami na obvod. Pred kolesom sa vytvára vákuum a vonkajší vzduch nepretržite prúdi cez vstupné zariadenie ku kolesu. V obežnom kolese je prúdeniu dodávaná mechanická energia, pod vplyvom ktorej sa v obežnom kolese stláča pracovná kvapalina (>) a kinetická energia prúdenia v absolútnom pohybe sa zvyšuje (>). Z obežného kolesa plyn vstupuje do difúzora, v ktorom sa plocha prierezu zväčšuje so zväčšujúcim sa polomerom. Podľa rovnice kontinuity sa rýchlosť prúdenia postupne znižuje. V súlade s Bernoulliho rovnicou sa kinetická energia v difúzore premieňa na tlakovú energiu.
Ryža. 1. Schéma konštrukčné typy obežné kolesá:
a) - otvorené; b) - polootvorený; c) - zatvorené
Obrázok 1 znázorňuje schémy použitých konštrukcií obežných kolies odstredivých kompresorov. Pracovné koleso otvorený typ má samostatné čepele namontované na objímke. Pri použití ventilu otvoreného typu sa vyskytujú zvýšené koncové straty spojené s prietokom vzduchu. Preto má tento typ kolies aj napriek porovnateľnej jednoduchosti dizajnu obmedzené použitie. Obežné kolesá uzavretého typu poskytujú najväčšiu hodnota účinnosti. Prítomnosť krycieho kotúča znižuje koncové straty. Tento typ kolies je však konštrukčne oveľa zložitejší ako ostatné a má nižšiu obvodovú rýchlosť otáčania, ktorú umožňujú pevnostné podmienky. Donedávna sa najčastejšie používal polootvorený typ pohonu kolies, ktorý spájal výhody otvorených (jednoduchosť výroby) a uzavretých (znížené koncové straty) kolies.
Pri štúdiu pracovného procesu v odstredivom kompresore sa používa koncept stupňa reaktivity:
Rýchlostné trojuholníky pre kolesá s rôznym stupňom reaktivity sú znázornené na obr.
Ryža. 2. Trojuholníky otáčok odstredivých kompresorov RK s rôznym stupňom reaktivity:
a – lopatky zakrivené proti otáčaniu; b – radiálne lopatky; lopatky zakrivené v rotácii
Pre radiálne umiestnené lopatky získame: a . Rýchlostný trojuholník na výstupe z RC je v tomto prípade znázornený na obr. 2, b. V skutočnosti,< и < при и степень реактивности рабочего колеса с радиальными лопатками при несколько больше величины . Если угол выхода потока < (лопатки загнутые против вращения), то скорость в абсолютном движении на выходе из РК существенно меньше, чем при , и увеличивается степень реактивности . Именно в связи с ростом при уменьшении угла < РК с лопатками, загнутыми против вращения, получили название реактивных рабочих колес. Хотя в таких колесах, по сравнению с радиальными на выходе лопатками, при одинаковых окружных скоростях уменьшается величина (теоретический напор компрессора), использование их позволяет существенно улучшить эффективность работы выходной системы (безлопаточного и главным образом лопаточного диффузора) в результате уменьшения скорости потока. Кроме этого, протекание характеристик ступени с РК, имеющим загнутые против вращения лопатки, более благоприятно. В РК с лопатками, загнутыми по вращению >dochádza k výraznému zvýšeniu absolútneho prietoku a následne k zníženiu stupňa reaktivity. V dôsledku poklesu stupňa reaktivity v kolesách s > sa nazývajú aktívne. Pri najvyššom koeficiente teoretickej dopravnej výšky a teda pri vyššej dopravnej výške pri danej obvodovej rýchlosti majú RK s > najšetrnejší priebeh stupňovitej charakteristiky a prevádzkovú účinnosť lopatkového difúzora je ťažké zabezpečiť z dôvodu veľkú hodnotu rýchlosť prúdu vzduchu prúdiaceho na lopatky difúzora.
Obrázok 3 ukazuje závislosť celkovej teoretickej práce od produktivity pri rôznych uhloch výstupnej lopatky:
Ryža. 3. Závislosť celkovej teoretickej práce na produktivite pri rôznych uhloch výstupnej lopatky
2. SCHÉMA A POPIS STÁNKU
Skúšky sa vykonávajú na stojane „Odstredivý kompresorový stupeň“, ktorého konštrukčná schéma je znázornená na obr.
Ryža. 4. Schéma stojana „Stupeň odstredivého kompresora“:
1-vstupové zariadenie; 2 – obežné koleso; 3–elektrický motor; 4-tachometrový snímač; 5 – plyn; 6-reverzná radiálna vodiaca lopatka; 7-výstupová kapacita
Obežné koleso 2 je poháňané elektromotorom 3. Vzduch vstupuje do kompresora cez vstupné zariadenie 1, ktorého meracia časť je vyrobená podľa lemniskátu v súlade s GOST 27-64. To vytvára rovnomerné rýchlostné pole pred kompresorom. Na výstupe z kompresora je reverzné radiálne lopatkové zariadenie 6, z ktorého prúdi vzduch okolo elektromotora do výstupnej nádrže 7, potom prechádza cez škrtiacu klapku 5.
Zmenou otáčok elektromotora a polohy škrtiacej klapky môžete nastaviť prevádzkový režim kompresora v požadovanom rozsahu zmien parametrov.
Ryža. 5. Obežné koleso kompresora
Obežné koleso odstredivého radiálneho kompresora polootvoreného typu má nasledujúce parametre (obr. 5):
Vstupný priemer;
Priemer výstupu;
Výška čepele pri vstupe do kolesa;
Výška čepele na výstupe z kolesa;
Vstupný uhol prietoku;
Uhol prietoku vystupujúceho z obežného kolesa;
Počet nožov;
Hrúbka čepele;
Polomer ohybu čepele;
Polomer kružnice, na ktorej sa nachádzajú stredy oblúkov ohybu lopatiek.
Počas experimentu sa merajú:
pokles tlaku na vstupnom meracom zariadení
teplota okolia
celkový tlak na vstupe kompresora
teplota vzduchu na výstupe obežného kolesa
teplota vzduchu na výstupe kompresora
stagnujúci tlak prietoku na výstupe kompresora
statický tlak na výstupe kompresora
rýchlosť rotora
prúdová sila
Napätie
3. LABORATÓRNE PRÁCE č.1
EXPERIMENTÁLNE CHARAKTERISTIKY ODSTREDIVÉHO STUPŇA KOMPRESORA
3.1.ÚČEL PRÁCE
Experimentálne získajte charakteristiky stupňa odstredivého kompresora vo forme závislostí: , , , , .
3.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Keď kompresor pracuje v akomkoľvek systéme, v dôsledku zmien prevádzkových režimov systému sa menia parametre na vstupe do kompresora a menia sa vlastnosti pracovnej tekutiny (vzduchu). Napríklad, keď kompresor pracuje ako súčasť leteckého motora, v dôsledku zmien nadmorskej výšky a rýchlosti letu sa menia vstupné parametre: tlak, teplota, prietok pracovnej tekutiny, rýchlosť otáčania, viskozita vzduchu, jeho tepelná vodivosť a tepelná kapacita. a následne pomer tepelných kapacít. Pre účinnosť a pomer zvýšenia celkového tlaku v všeobecný prípad Je možné zapísať nasledujúce funkčné závislosti:
Dané závislosti, ktoré sa nazývajú charakteristiky kompresora, sú pre praktické použitie nepohodlné. Je to spôsobené tým, že a závisí od mnohých premenných, čo znemožňuje ich grafické znázornenie.
V tomto ohľade je konštrukcia charakteristík založená na ustanoveniach teórie podobnosti, ktorá umožňuje zavedením bezrozmerných parametrov alebo kritérií podobnosti znížiť počet premenných, ktoré určujú charakteristiky lopatkových strojov.
Javy sú podobné, ak sa pozoruje geometrická, kinematická a dynamická podobnosť.
Ak sa študuje rovnaký stroj, zmeny rozmerov v dôsledku tepelnej rozťažnosti a elastických deformácií sa neberú do úvahy a vychádza sa z predpokladu, že sa zachová geometrická podobnosť.
Na uskutočnenie kinematickej podobnosti je potrebné, aby bola zachovaná podobnosť rýchlostných trojuholníkov, t.j. pomer obvodovej rýchlosti k absolútnej rýchlosti v podobných bodoch by bol rovnaký.
Z teórie podobnosti je známe, že plynno-dynamická podobnosť v geometricky podobných systémoch bude splnená, ak budú kritériá podobnosti rovnaké. Aplikovaním ustanovení dimenzionálnej teórie alebo zvážením rovníc, ktoré opisujú javy v pôvodných a podobných režimoch, je možné stanoviť, že plynno-dynamická podobnosť je určená rovnosťou nasledujúcich kritérií:
Adiabatický exponent;
Charakterizácia vplyvu stlačiteľnosti toku;
Charakterizácia vzťahu medzi zotrvačnými silami a viskóznymi silami v prúdení na charakter prúdenia a straty trením;
Charakterizácia vplyvu poľa gravitačných síl na prúdenie;
Charakterizujúce fyzikálne vlastnosti pracovnej tekutiny a nezávislé od parametrov prúdenia.
Ak vezmeme do úvahy, že pre plyn je vplyv gravitačného poľa malý, pre vzduch a vo väčšine prípadov lopatkové stroje pracujú v takej oblasti (sebapodobnej) početných zmien, že stratové koeficienty sa nemenia so zmenami v , potom môže byť funkčná závislosť (1) reprezentovaná v nasledujúcom tvare:
Ak namiesto čísel použijeme znížené otáčky, ktoré sú s nimi jednoznačne spojené, a namiesto hodnoty funkcie získame charakteristiku kompresora prezentovanú vo forme závislostí:
kde je znížená obvodová rýchlosť.
Charakteristiky (3) platia pre celú rodinu geometricky podobných kompresorov a sú vhodné na použitie napríklad na určenie rozmerov a parametrov nového kompresora, pre ktorý sú známe charakteristiky jeho geometricky podobného modelu.
Pre kompresory určitých veľkostí je vhodnejšie použiť charakteristiky kompresora, v ktorých sa namiesto a používajú komplexné parametre, ktoré sú s nimi jedinečne spojené - nazývané znížený prietok a znížená rýchlosť otáčania. Použitie týchto parametrov sa javí ako pohodlnejšie, pretože priamo súvisia s takými dôležitými parametrami kompresora, akými sú prietok vzduchu, rýchlosť otáčania a parametre vzduchu na vstupe kompresora a .
A hodnota teploty a tlaku za štandardných podmienok na vstupe kompresora,
Hovorí sa tomu znížený prietok a od r zodpovedá určitej hodnote, potom ho možno považovať za parameter podobnosti.
Z podmienky môžeme písať pre dva podobné režimy:
Nazýva sa znížený počet otáčok.
Charakteristiky kompresora vykreslené ako závislosti:
sa nazývajú univerzálne charakteristiky a umožňujú pri rovnakých vstupných podmienkach porovnávať parametre rôznych kompresorov.
Ryža. 6. Typické charakteristiky kompresora
Charakteristiky kompresora vo forme závislostí určených vzťahom (4) sú na obr.6. Dôležitá vlastnosť charakteristikou kompresora je prítomnosť stabilnej hranice prevádzky, ktorá sa nazýva hranica čerpadla. Naľavo od tejto hranice je v dôsledku prudkého poklesu parametrov a zvýšenia dynamického zaťaženia prevádzka kompresora neprijateľná. Vpravo je oblasť stabilných režimov, ktoré sa používajú pri prevádzke kompresora ako súčasti motora s plynovou turbínou. Takáto charakteristika je zvyčajne označená vo forme topografických čiar.
Odstredivý stupeň má za daných prevádzkových podmienok produktivitu a celkovú teoretickú prácu určuje rovnica (celulózka a papiereň s< ):
Závislosť práce od produktivity (prúdenie vzduchu) je priamočiara. Sklon priamky je určený výstupným uhlom lopatiek obežného kolesa. Na obr. priamka predstavuje teoretickú charakteristiku odstredivého stupňa s výstupnými uhlami lopatiek obežného kolesa< . Efektívna práca menej ako teoreticky. Množstvo práce v návrhovom bode je určené úrovňou strát: profilové (trenie a tvorba vírov v hraničnej vrstve na profile, hrane, vlne), sekundárne (vír páru, vír z pretečenia v radiálnej medzere, radiálne prúdenie). v hraničnej vrstve pozdĺž čepele) a koniec (bočný trecí kotúč a obväz, prúdenie vzduchu v radiálnej medzere). V režime mimo návrhu je povaha zmeny práce určená povahou zmeny strát profilu, pretože úroveň koncových a sekundárnych strát sa pri zmenách prietoku nemení. Straty profilu sa zvyšujú s odchýlkou od návrhového režimu v dôsledku separačných javov hraničnej vrstvy od žľabu profilu pri nízkych prietokoch a v dôsledku separačných javov zo zadnej strany profilu a nárastom strát vĺn pri vysokých prietokoch.
Ryža. 7. Charakteristika odstredivého stupňa:
1-end straty; 2–sekundárne straty; 3-profilové straty
3.3 EXPERIMENTÁLNY POSTUP
3.3.1. Oboznámte sa s experimentálnym nastavením a potrebným meracím vybavením.
3.3.2. Pripravte formuláre pre tabuľky nameraných parametrov.
3.3.3. Povoliť inštaláciu.
3.3.4. Nastavte špecifikované otáčky rotora kompresora pomocou ovládacieho gombíka rýchlosti. Zachovať režim.
3.3.5. Zatvorením škrtiacej klapky zmerajte parametre stupňa kompresora v medziľahlých bodoch (6 - 7 bodov), pri dodržaní danej rýchlosti otáčania a zachovaní nastavenia v každom režime pred meraním parametrov.
3.3.6. Výsledky merania zapíšte do tabuľky (pozri tabuľku 1).
3.3.7. Vypnite inštaláciu.
stôl 1
Výsledky merania
3.4.SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
3.4.1. Prepočet získaných hodnôt , a na Pa sa vykonáva s prihliadnutím na tieto vzťahy:
3.4.2. Stanovenie prietoku vzduchu:
Z Bernoulliho rovnice:
kde je tlaková strata vo vstupnom zariadení.
Ako prvé priblíženie predpokladáme, že , a - kvôli nízkym rýchlostiam vo vstupnom zariadení.
Absolútna hodnota rýchlosti na vstupe do kolesa:
Statická teplota prietoku na vstupe kolesa:
kde je tepelná kapacita,
Hustota toku na vstupe kolesa:
Keď poznáme hustotu toku, špecifikujeme hodnotu rýchlosti:
Prietok vzduchu sa určí z rovnice kontinuity:
kde je plocha prierezu vstupu kompresora.
Kde je priemer vstupnej časti.
3.4.3. Strata tlaku vo vstupnom zariadení:
kde (konštrukcia vstupného zariadenia) je koeficient odporu trenia.
3.4.4. Spomalený prietokový tlak na vstupe kolesa:
3.4.5. Statický tlak na vstupe kolesa:
3.4.6. Špecifická práca s nevýznamnou výmenou tepla s okolím môže byť určená rozdielom celkových teplôt na vstupe a výstupe kompresora:
3.4.7. Práca vynaložená na otáčanie kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu:
kde je práca trenia medzi kotúčom a plynom, .
3.4.8. Výkon kompresora:
3.4.9. Výkon motora:
Výkon elektromotora možno definovať aj ako:
kde je energia vynaložená na ohrev vzduchu chladiaceho elektromotor.
3.4.10. Obvodová rýchlosť na výstupe kolesa:
3.4.11. Zložka obvodovej rýchlosti na výstupe z kolesa odstredivého kompresora:
3.4.12. Oblasť výstupu kolesa:
Počet nožov;
3.4.13. Hustota stagnujúceho prietoku na výstupe z obežného kolesa:
3.4.14. Radiálna zložka rýchlosti prúdenia na výstupe z kolesa:
Ako prvé priblíženie predpokladáme, že z rovnice kontinuity:
3.4.15. Absolútna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa:
3.4.16. Statická teplota vzduchu na výstupe kolesa:
3.4.17. Statický tlak na výstupe z kolesa:
3.4.18. Hustota toku na výstupe kolesa:
3.4.19. Objasňujeme hodnotu rýchlosti na výstupe z kolesa:
3.4.20. Strata tlaku na výstupe zo zariadenia:
3.4.21. Spomalený prietokový tlak na výstupe kolesa odstredivého kompresora:
3.4.22. Tlakový pomer kompresora:
3.4.23. Prevádzka adiabatického kompresora:
3.4.24. Účinnosť adiabatického kompresora:
3.4.25. Prietok a rýchlosť otáčania znížená na štandardné atmosférické podmienky
3.4.26. Výsledky výpočtu zadajte do tabuľky (pozri tabuľku 2).
tabuľka 2
Výsledky výpočtu
3.4.27. Zostrojte charakteristiky vo forme závislostí: , , , , .
3.4.28. Vyvodiť závery.
3.5 POŽIADAVKY NA SPRÁVU
4. LABORATÓRNE PRÁCE č.2
KINEMATIKA PRIETOKU NA VSTUPE DO KOLESA ODSTREDIVÉHO KOMPRESORA
4.1.ÚČEL PRÁCE
Štúdium kinematiky prúdenia na vstupe do kolesa odstredivého kompresora v konštrukčných a nekonštrukčných režimoch prevádzky.
4.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Absolútna rýchlosť na vstupe do obežného kolesa je rovná . Obvodová rýchlosť na tomto polomere je . Plyn má relatívnu rýchlosť vzhľadom na koleso. Smer a veľkosť sú definované ako vektorový súčet relatívnej rýchlosti a obvodovej rýchlosti.
Ak je obežné koleso odstredivého kompresora radiálneho typu, potom je rýchlostný trojuholník na vstupe konštruovaný v rovine kolmej na os otáčania.
Na dosiahnutie bezrázového vstupu do kolesa musí byť uhol sklonu lopatiek kolesa rovnaký ako uhol vstupu toku na lopatky. Pre zníženie energetických strát spojených s podmienkami vstupu prúdenia do mriežky pracovných a vodiacich lopatiek sa snažia zabezpečiť obtekanie mriežkových profilov s optimálnym uhlom nábehu, zvyčajne blízkym stavu tzv. t.j. . To je možné dosiahnuť dvoma spôsobmi: prvým je nasmerovanie vstupných hrán lopatiek kolies v smere otáčania kolesa pri absencii vstupnej vodiacej lopatky. U axiálnych kolies polootvoreného typu sa to dosiahne vhodným ohnutím výstupných hrán lopatiek a vytvorením týchto zakrivených hrán často oddelene od zvyšku kotúča s lopatkami vo forme takzvanej lamely. Druhý spôsob je kombináciou lamely (avšak s menším ohybom lopatiek) s inštaláciou FNA (pevná vodiaca lopatka), ktorá stáča tok v smere otáčania kolesa. Podmienky, kedy , je možné dosiahnuť aj inými spôsobmi, napríklad inštaláciou iba nízkotlakového čerpadla s pozitívnym vírením prietoku pri absencii lamely; kombinácia lamelového a nízkotlakového čerpadla s negatívnym vírením prúdu. Tieto metódy sa vyznačujú pomerne veľkými rýchlosťami alebo a zodpovedajúcimi číslami a .
Konštrukčný režim je jediný prevádzkový režim kompresora, pre ktorý sa vykonáva plynodynamický výpočet a určujú sa hlavné geometrické rozmery stupňa, uhly lopatiek, hustota mriežky atď. Konštrukčný režim sa vyznačuje tým, že len v tomto režime lopatkový aparát najlepšie zodpovedá kinematike prúdenia, t.j. zabezpečuje nepretržitý prietok okolo lopatiek obežného kolesa a vodiacich lopatiek stupňov kompresora. Počas prevádzky však kompresor väčšinou pracuje v podmienkach odlišných od konštrukčného režimu, alebo, ako sa zvyčajne hovorí, v nekonštrukčných režimoch (obr. 8.)
Ryža. 8. Rýchlostné trojuholníky na vstupe do stupňa odstredivého kompresora v konštrukčných a mimoprojektových prevádzkových režimoch
So znížením prietoku plynu pri konštantnej rýchlosti rotora je tiež zaznamenaná nestabilita prevádzky kompresora spojená so zmenou charakteru prúdenia okolo mriežok obežného kolesa a pevných difúznych kanálov. Pri obtekaní lopatky pri určitom uhle nábehu >0 dochádza k citeľnému oddeleniu hraničnej vrstvy. Toto sa nevyskytuje v celej mriežke súčasne, ale v jednom z jej kanálov. Výsledné narušenie vedie k zablokovaniu tohto kanála a šíreniu toku na obe strany. Na jednej strane kanála sa uhly nábehu zväčšujú, na druhej zmenšujú. Zvýšenie uhlov nábehu vedie k narušeniu prúdenia vo výstupnej časti lopatiek kolies. V tomto prípade sa vytvárajú rotačné separačné zóny. Uhlová rýchlosť ich otáčania je 2-3 krát menšia ako uhlová rýchlosť kolesa. Tento tok sa nazýva rotujúce zastavenie. Ďalší pokles prietoku plynu cez stupeň kompresora je spojený so zvýšeným zablokovaním a iniciáciou vibrácií.
Keď sa prietok zvyšuje nad konštrukčný uhol, uhol nábehu sa zmenšuje a stáva sa negatívnym v dôsledku zvýšenia radiálnej zložky rýchlosti. To vedie k narušeniu prietoku z konkávneho povrchu profilu, prudkému zvýšeniu strát a „zablokovaniu“ kompresora. Je potrebné poznamenať, že v odstredivých kompresoroch s lopatkovými difúzormi je „blokovanie“ spravidla určené režimom prúdenia okolo lopatiek difúzora, čo výrazne znižuje rozsah stabilnej prevádzky kompresora z hľadiska prietoku.
4.3.SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
4.3.1. Spracovanie experimentálnych údajov prebieha na základe experimentálnych údajov získaných v laboratórnej práci č.1.
4.3.2. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe do kolesa odstredivého kompresora je prevzatá z laboratórnej práce č.1.
Od (axiálny vstup do kolesa).
4.3.3. Obvodová rýchlosť na vstupe kolesa:
kde je priemer prietokového vstupu do kolesa,
Priemer výstupu prúdu z kolesa,
4.3.4. Uhol vstupu toku do kolesa:
4.3.5. Uhol útoku:
kde je geometrický uhol vstupu toku do kolesa.
4.3.6. Relatívna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe do kolesa:
4.3.7. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe do kolesa pri optimálnom (konštrukčnom) režime prevádzky kompresora:
4.3.8. Relatívna hodnota rýchlosti prúdenia na vstupe do kolesa pri optimálnom (konštrukčnom) režime prevádzky kompresora:
4.3.9. Výsledky výpočtu zadajte do tabuľky (pozri tabuľku 3).
Tabuľka 3
Výsledky výpočtu
4.3.10. Na milimetrový papier nakreslite trojuholníky rýchlostí na vstupe do kolesa odstredivého kompresora, zostrojte vzťah.
4.3.11. Vyvodiť závery.
4.4.POŽIADAVKY NA SPRÁVU
Experiment sa uskutočňuje v podskupinách po 6 ľudí. Každý žiak v podskupine má podrobný výpočet jedného prietoku. Správa musí obsahovať tieto časti:
5. LABORATÓRNE PRÁCE č.3
KINEMATIKA PRIETOKU NA VÝSTUPE Z KOLESA ODSTREDOVÉHO KOMPRESORA
5.1.ÚČEL PRÁCE
Štúdium kinematiky prúdenia na výstupe kolesa odstredivého kompresora.
5.2. VŠEOBECNÉ INFORMÁCIE
Štúdium kinematiky výstupného toku spočíva v konštrukcii rýchlostného trojuholníka pre rôzne prevádzkové režimy. Rýchlostný trojuholník so známou geometriou kolesa a frekvenciou otáčania je možné zostrojiť, ak je známa radiálna zložka a obvodová zložka absolútnej rýchlosti na výstupe z kolesa.
Ak predpokladáme, že prietoková časť obežného kolesa pozostáva z nekonečného počtu kanálov tvorených nekonečným počtom lopatiek nulovej hrúbky, potom bude smer prúdenia úplne zodpovedať profilu lopatiek. Plyn bude vychádzať z obežného kolesa relatívnou rýchlosťou pod uhlom, ktorý sa rovná uhlu sklonu lopatky pri výstupe z obežného kolesa.
Práca vynaložená na otáčanie kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu podľa Eulerovej rovnice (bez zohľadnenia trenia bočných plôch disku kolesa) je určená vzorcom:
a pre axiálny vstup do kolesa:
Tu hodnota závisí od počtu a dĺžky lopatiek. S konečným počtom lopatiek sa znižuje. Pri zvažovaní pohybu plynu v obežnom kolese s nekonečným počtom lopatiek sa predpokladá, že všetky prúdnice majú rovnaký tvar a lopatky sú segmenty prúdnic. Z toho vyplýva, že otáčky na akomkoľvek polomere obežného kolesa sú po celom obvode konštantné. Na prenos energie z lopatiek obežného kolesa do prúdu je však potrebný tlakový rozdiel medzi oboma stranami lopatky, čo je možné len vtedy, ak je na týchto stranách rozdiel v rýchlosti. Na rozdiel od prúdovej teórie teda rýchlosť pohybu nie je po obvode konštantná a periodicky sa mení, pretože v každom kanáli obmedzenom dvoma susednými lopatkami by mal byť priebeh prúdenia rovnaký. V kanáli rotujúceho kolesa s konečným počtom lopatiek v dôsledku Coriolisovho zrýchlenia sa relatívne rýchlosti na oblúku daný polomer sa mení lineárne v závislosti od polárneho uhla. Výsledkom je, že na prednej strane lopatiek je rýchlosť nižšia a tlak je vyšší a na zadnej strane - naopak (obr. 9).
Ryža. 9. Zmena rýchlosti a tlaku v kanáli odstredivého kompresora
Čím menší je počet lopatiek, tým väčší je rozdiel v rýchlosti na prednej a zadnej stene lopatiek. Vzhľad dodatočného obvodového komponentu možno vysvetliť zvážením procesu vyrovnávania rýchlosti na výstupe z kolesa, kde tok prúdi voľne, bez vplyvu vonkajšie sily. Keď sa rýchlosti vyrovnajú, trysky s vyššími rýchlosťami znížia svoju rýchlosť na určitú priemerná veľkosť a trysky s nižšou rýchlosťou ju zvýšia na túto priemernú hodnotu. V dôsledku toho dochádza na obvode k určitému pohybu vzduchových hmôt v smere opačnom k otáčaniu kolesa, v dôsledku čoho sa objavuje určitá obvodová zložka. V dôsledku prítomnosti sa teoretická hlava, alebo práca, odovzdaná 1 kg vzduchu prechádzajúceho cez koleso, znižuje, a teda znižuje. Zníženie obvodovej zložky sa zvyčajne zohľadňuje pomocou koeficientu. Koeficient (zvyčajne nazývaný koeficient zníženia prenesenej energie) na základe teoretických a experimentálny výskum pre radiálne lopatky možno určiť pomocou Kazanjanského vzorca:
kde je stredný priemer vtokovej časti kolesa.
Podľa Stodollovho vzorca sa koeficient rovná
Priemerná hodnota koeficientu kolíše v rámci
Rýchlostný trojuholník na výstupe z kolesa odstredivého kompresora je znázornený na obr. 10.
Ryža. 10. Rýchlostný trojuholník na výstupe stupňa odstredivého kompresora
5.3.SPRACOVANIE EXPERIMENTÁLNYCH ÚDAJOV
5.3.1. Spracovanie experimentálnych údajov prebieha na základe experimentálnych údajov získaných v laboratórnej práci č.1.
5.3.2. Zložka obvodovej rýchlosti na výstupe z kolesa:
kde je práca vynaložená na otáčanie kolesa na každý kilogram hmotnosti vzduchu;
Obvodová rýchlosť na výstupe z kolesa.
5.3.3. Oblasť výstupu kolesa:
kde je hrúbka čepele na výstupe z kolesa;
Počet nožov;
Výška čepele na výstupe z kolesa.
5.3.4. Hustota stagnujúceho prietoku na výstupe z obežného kolesa:
5.3.5. Radiálna zložka rýchlosti prúdenia na výstupe z kolesa:
Ako prvé priblíženie predpokladáme, že . Z rovnice kontinuity:
5.3.6. Absolútna hodnota rýchlosti prúdenia na výstupe z kolesa:
5.3.7. Statická teplota vzduchu na výstupe kolesa:
5.3.8. Statický tlak na výstupe z kolesa:
5.3.9. Hustota toku na výstupe kolesa:
5.3.10. Objasňujeme hodnotu rýchlosti na výstupe z kolesa:
5.3.11. Relatívna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa:
5.3.12. Uhol prietoku vystupujúceho z kolesa:
5.3.13. Uhol prúdenia opúšťajúceho koleso v absolútnom pohybe:
5.3.14. Uhol oneskorenia toku:
kde je geometrický uhol výstupu prúdu z kolesa odstredivého kompresora.
5.3.15. Faktor zníženia prenesenej energie:
kde je obvodová zložka rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek.
Podľa Stodollovho vzorca je koeficient určený ako:
5.3.16. Absolútna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek:
5.3.17. Relatívna hodnota rýchlosti na výstupe z kolesa s nekonečným počtom lopatiek:
5.3.18. Geometrický uhol prúdenia opúšťajúceho koleso v absolútnom pohybe:
5.3.19. Výsledky výpočtu zadajte do tabuľky (pozri tabuľku 4).
Tabuľka 4
Výsledky výpočtu
5.3.20. Na milimetrový papier nakreslite trojuholníky rýchlostí na výstupe kolesa odstredivého kompresora a vytvorte vzťah.
5.3.21. Vyvodiť závery.
5.4 POŽIADAVKY NA SPRÁVU
Experiment sa uskutočňuje v podskupinách po 6 ľudí. Každý žiak v podskupine má podrobný výpočet jedného prietoku. Správa musí obsahovať tieto časti:
Bibliografia
1. Kholshchevnikov K.V., Emin O.N., Mitrochin V.T., Teória a výpočet lopatkových strojov lietadiel: Učebnica pre študentov vysokých škôl so špecializáciou „Letecké motory“. 2. vyd., prepracované. a doplnkové - M.: Mashinostroenie, 1986. 432 s., ill.
2. Den G. N. Návrh prietokovej časti odstredivých kompresorov: Termogasdynamické výpočty. – L: Strojárstvo. Leningr. oddelenie, 1980. – 232 str., ill.
3. Čerkasskij V. M. Čerpadlá. Fanúšikovia. Kompresory. Učebnica pre odbory tepelnej energetiky na vysokých školách. M., "Energia", 1977
4. Seleznev K.P. Podobuev Yu.S. Teória a výpočet turbokompresorov-L: Mechanical Engineering, 1968.-408 s., ill.
15.1. Prietok, tlak a výkon čerpadla
Činnosť čerpadla je charakterizovaná jeho prietokom, tlakom, spotrebou energie, čistým výkonom, účinnosťou a rýchlosťou otáčania.
Dodávka čerpadla je množstvo kvapaliny dodávanej čerpadlom za jednotku času alebo prietok kvapaliny cez tlakové potrubie, zvyčajne označované latinským písmenom Q.
Hlava čerpadla je energetický rozdiel medzi hmotnosťou kvapaliny v prietokovej časti v tlakovom potrubí (za čerpadlom) a v sacom potrubí (pred čerpadlom), vztiahnutý na hmotnosť kvapaliny, t.j. energie na jednotku hmotnosti kvapaliny, zvyčajne sa označuje latinským písmenom H. Tlak čerpadla sa rovná rozdielu medzi celkovým tlakom kvapaliny za čerpadlom a pred čerpadlom
kde indexy „n“ a „vs“ označujú tlakovú a saciu čiaru. Hlava je vyjadrená v jednotkách stĺpca tekutiny, ktorá sa pohybuje.
Spotreba energie čerpadla je energia dodaná do čerpadla z motora za jednotku času, označ N d .
Užitočný výkon čerpadla alebo výkon vyvinutý čerpadlom je energia, ktorú čerpadlo prepožičiava celému prietoku tekutiny za jednotku času, označuje sa -Nп.
Za jednotku času, kvapalina váženieG f = ( Qρ )* g . Každá jednotka tejto hmotnosti získava energiu v množstveN ( m).
Táto energia alebo užitočný výkon čerpadla sa rovná
N n = QρgH = QP (15.2),
kde pretože P = ρgH .
Spotreba energie čerpadla N d viac využiteľného výkonu N P na výške strát v čerpadle. Tieto straty výkonu sú merané účinnosťou čerpadla.
Účinnosť čerpadla je pomer užitočného výkonu čerpadla k výkonu motora spotrebovaného čerpadlom :
η= N P/ N d. (15.3)
Ak je známa účinnosť, je možné určiť spotrebu energie čerpadla N d = QρgH / η (15.4)
Veľkosť výkonu sa vyjadruje v sústave SIvwatts, v technickej sústave jednotiek v kGm/s.
15.2 Pracovný proces lopatkového čerpadla
Moment odporových síl vzhľadom na os pôsobí proti otáčaniu obežného kolesa, takže lopatky sú profilované s prihliadnutím na množstvo prietoku, rýchlosť otáčania a smer pohybu tekutiny.
Prekonaním momentu obežné koleso funguje. Hlavná časť energie dodanej do kolesa sa prenáša do kvapaliny a časť energie sa stráca pri prekonávaní odporu.
Ak je pevný súradnicový systém spojený s telom čerpadla a pohyblivý súradnicový systém s obežným kolesom, potom trajektória absolútneho pohybu častíc bude pozostávať z rotácie (prenosného pohybu) obežného kolesa a relatívneho pohybu v pohybe systém pozdĺž lopatiek.
Absolútna rýchlosť sa rovná vektorovému súčtu prenosnej rýchlosti U - rýchlosť otáčania častice s obežným kolesom a relatívna rýchlosť W pohyb pozdĺž lopatky vzhľadom na pohybujúci sa súradnicový systém spojený s rotujúcim kolesom.
Na obr. 15.2 čiarkovaná čiara znázorňuje trajektóriu častice od vstupu k výstupu z čerpadla v relatívnom pohybe - AB, trajektórie prenosného pohybu sa zhodujú s kruhmi na polomeroch kolesa, napríklad na polomeroch R 1 a R2. Dráhy častíc v absolútnom pohybe od vstupu do čerpadla po výstup sú striedavé Pohyb pohyblivého systému je relatívny, v pohyblivom systéme je prenosný.
Paralelogramy rýchlostí pre vstup a výstup z obežného kolesa:
(15.5)
Súčet relatívnej rýchlosti W a prenosné U poskytne absolútnu rýchlosť V .
Rovnobežníky rýchlostí na obr. 15.2 ukazujú, že moment rýchlosti kvapalnej častice na výstupe z obežného kolesa je väčší ako na vstupe:
V 2 Cosα 2 R 2 > V 1 Cosα 1 R 1
Preto pri prejazde kolesom moment hybnosti zvyšuje. Nárast momentu hybnosti je spôsobený momentom sily, ktorým obežné koleso pôsobí na kvapalinu v ňom obsiahnutú.
Pre ustálený pohyb tekutiny sa rozdiel v momente hybnosti tekutiny opúšťajúcej kanál a vstupujúcej do neho za jednotku času rovná momentu vonkajších síl, ktorými obežné koleso pôsobí na tekutinu.
Moment sily, ktorým obežné koleso pôsobí na kvapalinu, sa rovná:
M = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 - V 1 Cosα 1 R 1 ), kde Q je prietok tekutiny cez obežné koleso.
Vynásobme obe strany tejto rovnice uhlovou rýchlosťou obežného kolesa ω.
M ω= Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω),
Práca M ω sa nazýva hydraulická sila alebo práca, ktorú obežné koleso vyrobí za jednotku času, pôsobiace na kvapalinu v ňom.
Z Bernoulliho rovnice je známe, že merná energia , prenesený na jednotkovú hmotnosť kvapaliny sa nazýva tlak. V Bernoulliho rovnici bol zdrojom energie pre pohyb tekutiny tlakový rozdiel.
Pri použití čerpadla sa energia alebo tlak prenáša do kvapaliny obežným kolesom čerpadla.
Teoretický tlak obežného kolesa - N T nazývaná špecifická energia , prenášané na jednotku hmotnosti kvapaliny obežným kolesom čerpadla.
N =M ω = H T * Q ρ g
Zvažujem to u 1 = R 1 ω - prenosná (obvodová) rýchlosť obežného kolesa na vstupe a u 2 = R 2 ω - rýchlosť obežného kolesa na výstupe a že projekcie vektorov absolútnych rýchlostí na smer prenosovej rýchlosti (kolmo na polomery R1 a R2) sú rovnaké V u 2 = V 2 Cosα 2 A V u 1 = V 1 Cosα 1 , Kde V u 2 A V u 1 , získame teoretický tlak vo forme
H T * Q ρ g = Q ρ( V 2 Cosα 2 R 2 ω - V 1 Cosα 1 R 1 ω), kde
(15.6)
Skutočná hlava čerpadla 
menší ako teoretický tlak, pretože obsahuje skutočné hodnoty rýchlostí a tlakov.
Lopatkové čerpadlá sú dostupné v jednostupňových a viacstupňových typoch. V jednostupňových čerpadlách prechádza kvapalina cez obežné koleso raz (pozri obr. 15.1). Tlak takýchto čerpadiel pri danej rýchlosti je obmedzený. Na zvýšenie tlaku sa používajú viacstupňové čerpadlá, ktoré majú niekoľko obežných kolies zapojených do série, namontovaných na jednom hriadeli. Tlak čerpadla sa zvyšuje úmerne s počtom kolies.
Dnešná téma je pomerne náročná vzhľadom na jej počiatočnú rozsiahlosť a zložitosť teórie axiálneho kompresora. Aspoň u mňa to tak v určitých aspektoch vždy bolo :-). Ale na základe politiky stránky sa to pokúsim zredukovať na základné pojmy, zjednodušiť a vtesnať do jedného článku. Neviem, čo bude... Uvidíme :-)...
Zároveň... Keď hovoríme o takých zložitých zariadeniach, ako je letecký motor s plynovou turbínou, aj napriek neustálej túžbe po jednoduchosti príbehu sa musíme periodicky obracať k exaktným technickým vedám. Našťastie sa to nestáva často, nie je to hlboké a zvyčajne stačí školský kurz fyziky. Tak ako teraz :-).
Takže trocha teórie.
Video endoskop VJ-Advance od RF System Lab.
Tieto typy zariadení sú dosť pokročilé a majú veľké množstvo funkcií a umožňujú spoľahlivo odhaliť a komplexne vyhodnotiť prípadné poškodenie kompresora v takmer akejkoľvek časti jeho vzduchovej cesty.
Aby sonda video endoskopu vstúpila do prietokovej časti, sú v skrini kompresora (zvyčajne medzi lopatkami kompresora) vytvorené otvory (porty) malého priemeru, ktoré sú uzavreté utesnenými, ľahko odnímateľnými zátkami. V tomto prípade sa rotor kompresora otáča buď ručne (lopatkami) z nasávania vzduchu, alebo pomocou špeciálneho zariadenia (zvyčajne veľké motory na pylónoch).
Trochu o dizajne.
Rotory axiálne kompresory podľa dizajnu môžu byť troch typov: bubon, kotúčový alebo diskotékový bubon. Pri výbere typu konštrukcie sa berú do úvahy rôzne parametre: hmotnosť, zložitosť, montážna tuhosť, nosnosť, obvodové rýchlosti rotora. Častejšie sa používajú dizajny diskotékových bubnov. V závislosti od parametrov motora sú disky spojené medzi sebou a s hriadeľom zváraním, skrutkovými spojmi alebo pomocou špeciálnych drážok.
Konštrukčné schémy OK. 1 - bubnový typ, 2 - diskotékový typ, 3 - diskový typ.
Príklad motora s kotúčovo-bubnovým kompresorom (Rolls-Royce RB.162-86).
Čepele sú pripevnené na koncoch ráfikov disku. Spôsob montáže je typický pre kompresor - takzvaný „rybinový“ s individuálnou objímkou pre každú lopatku. Čepele je možné vložiť aj do prstencovej drážky na okraji disku. Toto je tiež rybina, ale s prstencové pracovné plochy.
Čepele OK s rybinovými stopkami rôznych konfigurácií.
Oveľa menej bežne používaný je spôsob upevnenia pomocou rybieho zámku. Táto metóda sa najčastejšie používa na zaistenie lopatiek turbíny.
Navyše dlhé lopatky (zvyčajne predné stupne), aby sa znížilo zaťaženie peria a eliminovali zbytočné vibrácie, môžu byť zavesené v prstencových drážkach ráfika disku s fixáciou pomocou špeciálnych prstov.
Takéto lopatky sa vplyvom odstredivej sily radiálne orientujú nezávisle počas chodu motora (motor AL-21F-3). Aby sa znížilo zaťaženie vibráciami, dlhé čepele predných stupňov môžu mať špeciálne navzájom zapadajúce police krytu (zvyčajne v hornej polovici čepele čepele alebo na niekoľkých úrovniach).
Upevnenie lopatiek axiálneho kompresora.
Motor PW4000 s dvoma pásmi na ventilátore.
Avšak v moderných turboventilátorových motoroch s vysokým obtokovým pomerom našli uplatnenie široké akordové čepele(vo ventilátorových štádiách) bez políc na obväzy. To umožňuje zvýšiť aerodynamickú účinnosť ventilátora (až o 6 %), zvýšiť celkový prietok vzduchu a zlepšiť účinnosť motora (až o 4 %). Okrem toho sa zníži hmotnosť ventilátora a jeho hlučnosť.
Páskované lopatky OK.
Široko-tetivové čepele sú vyrábané najmodernejšou technológiou. Používajú sa špeciálne kompozitné materiály na báze polymérov (PCM), duté čepele sú vyrobené zo zliatin titánu s voštinovými výplňami, ako aj čepele z nepolymérových kompozitných materiálov (napríklad bórové vlákno v hliníkovej matrici s titánovou výstelkou).
stator Kompresor je vyrobený buď vo forme pevných sekcií alebo zostavený z dvoch polovíc (hore-dole). Vodiace lopatky sú namontované vo vonkajšom plášti, zvyčajne v spojovacom krúžku.
Lopatky ventilátora. Široká struna a pravidelná s obväzom.
V závislosti od zaťaženia, vibrácií a účelu sú buď konzolové alebo (častejšie) pozdĺž vnútorného tela sú tiež spojené krúžkom s tesnením (voštinové alebo ľahko nositeľné ( napríklad aluminografit– Al 2 O 3 + 8-13 % grafitu)). Protiplotenia (zvyčajne hrebeňové tesnenia s labyrintom) sú v tomto prípade na rotore. To vám umožní zabrániť škodlivému prúdeniu vzduchu na čerpadlo.
Materiály kompresora sú hliník, titán a zliatiny ocele.
Na niektorých moderných motoroch sa používajú obežné kolesá kompresorov "Blisk"(skratka pre bladed disk), inak nazývaný IBR (integrally bladed rotor). V tomto prípade sú pracovné čepele a samotné teleso disku vyrobené ako jeden celok. Ide o jeden celok, najčastejšie odlievaný alebo zváraný a zodpovedajúcim spôsobom spracovaný.
Pripevnenie lopatiek k axiálnemu kompresoru.
Takéto konštrukcie sú výrazne pevnejšie ako prefabrikované disky. Majú podstatne menej zvyšovačov napätia, ako sú tie, ktoré sú nevyhnutne prítomné pri použití rybinovej montáže čepele. Okrem toho je hmotnosť celej konštrukcie menšia (až o 25%).
Navyše kvalita povrchu zostavy a jej zefektívnenie sú oveľa lepšie, čo pomáha znižovať hydraulické straty a zvyšovať účinnosť stupňa s takýmto kotúčom (až o 8%). Avšak „blisky“ majú aj významnú nevýhodu. V prípade akéhokoľvek poškodenia čepele je potrebné vymeniť celý kotúč, čo nevyhnutne znamená demontáž motora.
Disk s pracovnými čepeľami, vyrobený technológiou "Blisk".
V takejto situácii je dôležité spolu s boroskopmi použiť špeciálne vybavenie (napr. Richard Wolf GmbH) na čistenie zárezov a lokálne odstraňovanie vznikajúcich defektov v čepeľiach. Tento druh prevádzky sa vykonáva pomocou rovnakých kontrolných okien, ktoré sú k dispozícii na takmer všetkých stupňoch moderných kompresorov.
Blisky sa najčastejšie inštalujú do vysokotlakových motorov moderných turboventilátorových motorov. Príkladom je motor SaM146.
Dá sa to aj bez kompresora.
Moderný letecký motor s plynovou turbínou spolu so všetkými systémami a komponentmi, ktoré zabezpečujú jeho prevádzku, je veľmi zložitá a chúlostivá jednotka. Kompresor v tomto smere snáď na prvom mieste (možno to zdieľa s turbínou :-)). Ale bez toho sa to nedá.
Aby motor fungoval, musí existovať zariadenie na kompresiu vzduchu. Okrem toho je potrebné zorganizovať prúdenie v ceste plyn-vzduch, keď je motor na zemi. V týchto podmienkach kompresor leteckého motora s plynovou turbínou sa nelíši od kompresora pozemnej jednotky s plynovou turbínou.
Len čo však lietadlo vzlietne a začne zrýchľovať, podmienky sa zmenia. Ku kompresii vzduchu dochádza nielen v kompresore, ale aj vo vstupnom zariadení, teda v prívode vzduchu. So zvyšujúcou sa rýchlosťou môže dosiahnuť a dokonca prekročiť množstvo kompresie v kompresore.
Pri veľmi vysokých rýchlostiach (niekoľkonásobok rýchlosti zvuku) dosahuje stupeň zvýšenia tlaku optimálnu hodnotu (zodpovedajúcu maximálnej trakčnej charakteristike alebo charakteristike maximálnej účinnosti). Potom sa kompresor, ako aj turbína, ktorá ho poháňa, stanú nepotrebnými.
Prúdové motory a náporové motory v porovnaní.
Takzvaný „degenerácia“ kompresora alebo iný "degenerácia" TRD, pretože motor prestáva byť plynovou turbínou a pri zotrvaní v triede vzduchových trysiek by už mal byť náporový motor.
Lietadlo MiG-25RB.
TRDF R15B-300.
Príkladom motora, ktorý je takpovediac na ceste k degenerácii kompresora, je motor R15B-300, inštalovaný v lietadle MiG-25 a pôvodne určený na lety s vysokými teplotami. Tento motor má veľmi „krátky“ kompresor (5 stupňov) s kompresným pomerom 4,75. Veľký podiel kompresia (najmä pri nadzvukovej rýchlosti) nastáva v nasávaní vzduchu MiG-25.
To sú však témy na iné články.
Ďakujem za prečítanie až do konca.
Dobudúcna.
Fotky sú klikateľné.
Na konci je ešte niekoľko obrázkov k téme, ktorá sa „nezmestila“ do textu……….
Rýchlostné trojuholníky pre axiálny stupeň kompresora.
CFM56 rybinové objímky lopatiek ventilátora.
Príklad kĺbového upevnenia lopatiek axiálneho kompresora.
Dutá titánová lopatka ventilátora s voštinovým jadrom.
Jednou z techník na rozšírenie rozsahu použitia odstredivých čerpadiel je zmena ich otáčok.
Otáčky rotora odstredivého čerpadla výrazne ovplyvňujú jeho hlavné ukazovatele: prietok Q, tlak H a výkon na hriadeli čerpadla N.
Keď sa rýchlosť rotora odstredivého čerpadla zmení z n1 na n2 otáčok za minútu, prietok, tlak a výkon na hriadeli sa menia v súlade s rovnicami:
Tieto vzťahy sa nazývajú zákon proporcionality.
Z vyššie uvedených rovníc zákona proporcionality vyplýva:
Pomocou týchto vzorcov sa charakteristiky čerpadla prepočítajú na novú rýchlosť.
Na vytvorenie novej charakteristiky čerpadla pri rýchlosti otáčania n2 je potrebné vziať niekoľko ľubovoľných bodov pri rôznych prietokoch Q a zodpovedajúce hodnoty H na danej charakteristike čerpadla H=f (Q) pri rýchlosti otáčania n1. pomocou zákonov proporcionality by sa mali vypočítať prietoky Q2 a tlak H2. Pomocou nových hodnôt Q2 a H2 vytvorte nové body a prekreslite ich nová charakteristikačerpadlo H=f (Q) pri nových otáčkach n2.
Pri konštrukcii krivky účinnosti (η-Q) využívajú skutočnosť, že účinnosť čerpadla pri zmene otáčok v dosť širokom rozsahu zostáva prakticky konštantná. Zníženie otáčok na 50 % nespôsobuje prakticky žiadnu zmenu účinnosti čerpadla.
Určenie rýchlosti otáčania hriadeľa čerpadla, zabezpečujúce dodávku vopred stanoveného prietoku vody.
Rýchlosť otáčania n2 zodpovedajúca požadovanému prietoku Q2 by sa mala nájsť pomocou vyššie uvedených zákonov proporcionality.
Zároveň by ste mali vedieť, že ak vezmete danú charakteristiku čerpadla H pri rýchlosti otáčania n1, bude charakterizovaná určitými hodnotami prietoku Q1 a tlaku H1. Ďalej, keď sa rýchlosť otáčania zníži na n2, pomocou zákonov proporcionality je možné získať nové hodnoty súradníc tohto bodu. Jeho poloha bude charakterizovaná hodnotami Q2 a H2. Ak ďalej znížime rýchlosť otáčania na n3, potom po prepočte získame nové hodnoty Q3 a H3, charakterizujúce bod atď.
Ak spojíme všetky body hladkej krivky, dostaneme parabolu siahajúcu od začiatku. V dôsledku toho, keď sa zmení rýchlosť otáčania hriadeľa čerpadla, tlak a prietok čerpadla budú charakterizované polohou bodov ležiacich na parabole siahajúcej od začiatku a nazývanej parabola podobných režimov.
Určiť Q1 a H1 zahrnuté vo vzťahoch
Keďže parabola musí prechádzať bodom so súradnicami Q2 a H2, konštantný koeficient paraboly k nájdeme podľa vzorca:
H2 sa získa z charakteristík potrubia pri danom prietoku Q2 alebo sa vypočíta pomocou vzorca:
kde Нг – geometrická výška stúpania; S – koeficient odporu potrubia.
Na zostavenie paraboly je potrebné zadať niekoľko ľubovoľných hodnôt Q. Priesečník paraboly s charakteristikou čerpadla H pri počte otáčok n1 určuje hodnoty Q1 a H1 a rýchlosť otáčania sa určuje ako
Požadovanú rýchlosť otáčania rotora čerpadla možno určiť analyticky:
pre odstredivé čerpadlá na zásobovanie vodou podľa vzorca:
kde n1 a ninput sú normálny a požadovaný počet otáčok za minútu;
Ng – geometrická výška zdvihu;
Q spotreba – požadovaná dodávka;
n a m sú počet závitov vodovodného potrubia a počet čerpadiel;
a a b – parametre čerpadla;
S – odpor jedného závitu vodovodného potrubia;
pre fekálne odstredivé čerpadlá podľa vzorca.
- hustota („ťažkosť“ kvapaliny)
- tlak nasýtené pary(teplota varu)
- teplota
- viskozita ("hrúbka" kvapaliny)
Vlastnosti kvapaliny
Na výber optimálneho čerpadla je potrebné mať úplné informácie o vlastnostiach kvapaliny, ktorá by sa mala dodávať spotrebiteľovi. Prirodzene, „ťažšia“ kvapalina bude pri čerpaní daného objemu vyžadovať viac energie. Na opísanie toho, o koľko je jedna kvapalina „ťažšia“ ako iná, sa používa pojem „hustota“ alebo „hustota“. špecifická hmotnosť“; tento parameter je definovaný ako hmotnosť (hmotnosť) jednotkového objemu kvapaliny a zvyčajne sa označuje ako „ρ“ (grécke písmeno „rho“). Meria sa v kilogramoch na meter kubický (kg/m3). Akákoľvek kvapalina pri určitej teplote a tlaku má tendenciu sa vyparovať (teplota alebo bod varu); Zvýšenie tlaku spôsobí zvýšenie teploty a naopak. Preto pri nižšom tlaku (dokonca možno aj vo vákuu), ktorý môže existovať na sacej strane čerpadla, bude mať kvapalina nižší bod varu. Ak je blízko alebo najmä pod aktuálnou teplotou kvapaliny, môže sa vytvárať para a v čerpadle môže dochádzať ku kavitácii, čo môže mať negatívny vplyv na výkon čerpadla a môže spôsobiť vážne poškodenie (pozri kapitolu kavitácia). Viskozita kvapaliny spôsobuje straty trením v potrubiach. Číselnou hodnotu týchto strát je možné získať od výrobcu konkrétneho čerpadla. Je potrebné vziať do úvahy, že viskozita „hustých“ kvapalín, ako je olej, klesá so zvyšujúcou sa teplotou. Prietok vody Je definovaný ako objem, ktorý sa musí dodať v stanovenom čase a je označený ako „Q“. Používanými jednotkami merania sú zvyčajne litre za minútu (l/min) pre čerpadlá s malým výkonom, metre kubické za hodinu (m 3 /h) pre čerpadlá so stredným výkonom a nakoniec kubické metre za sekundu (m 3 /s) pre čerpadlá. najvýkonnejšie čerpadlá.
Rozmery prierezu potrubia sú určené objemom, ktorý sa musí dodať spotrebiteľovi pri danom prietoku kvapaliny „v“: 
Geodetický (statický) sací výťah
Je definovaná ako rozdiel geodetických výšok medzi vstupom čerpadla a voľnou hladinou kvapaliny v najnižšie umiestnenej nádrži, meraný v metroch (m) (obr. 3, položka 1).Statická podávacia hlava (statická hlava)
Je definovaná ako rozdiel geodetickej úrovne medzi výstupným potrubím a najvyšším bodom hydraulického systému, do ktorého sa musí privádzať kvapalina (obr. 3, poz. 2).
Strata sacieho tlaku
Ide o straty trením medzi kvapalinou a stenami potrubia a závisia od viskozity kvapaliny, kvality drsnosti povrchu stien potrubia a rýchlosti prúdenia kvapaliny. Keď sa prietok zvýši 2-krát, tlaková strata sa zvýši na druhý stupeň (obr. 4, položka 1). Informácie o tlakových stratách v potrubí, kolenách, armatúrach atď. pri rôznych prietokoch je možné získať od dodávateľa. Strata tlaku v tlakovom potrubí Pozri popis vyššie (obr. 4, poz. 2).Konečný pretlak
Toto je tlak, ktorý musí byť prítomný v mieste, kde sa musí privádzať kvapalina (obr. 5, položka 1).Počiatočný pretlak
Toto je tlak na voľný povrch kvapaliny v mieste príjmu vody. Pre otvorený zásobník alebo nádrž je to jednoducho atmosférický (barometrický) tlak (obr. 5, položka 2).Vzťah medzi hlavou a tlakom
Ako je možné vidieť z obr. 6, stĺpec vody vysoký 10 m vyvíja rovnaký tlak ako stĺpec ortuti (Hg) vysoký 0,7335 m. Vynásobením výšky stĺpca (tlaku) hustotou kvapaliny a gravitačným zrýchlením (g), získame tlak v newtonoch na meter štvorcový (N/m 2) alebo v pascaloch (Pa). Keďže ide o veľmi nepodstatnú hodnotu, do praxe prevádzkovania čerpadiel sa zaviedla jednotka merania rovnajúca sa 100 000 Pa, nazývaná bar.
Rovnica na obr. 6 je možné riešiť v metroch výšky stĺpca kvapaliny: 
Výška stĺpca kvapalín s rôznymi viskozitami sa teda môže znížiť na ekvivalentnú výšku vodného stĺpca. Na obr. Tabuľka 7 poskytuje prevodné faktory pre mnoho rôznych jednotiek tlaku. Nižšie je uvedený príklad výpočtu celkovej hydraulickej výšky so schémou inštalácie čerpadla. 
Hydraulický výkon (P hyd) čerpadla určuje objem dodanej kvapaliny pri danom tlaku na daný čas a možno ju vypočítať pomocou nasledujúceho vzorca: 
Príklad
Objem 35 m 3 vody za hodinu sa musí prečerpať zo studne hlbokej 4 m do nádrže umiestnenej vo výške 16 m vzhľadom na úroveň inštalácie čerpadla; Konečný tlak v nádrži by mal byť 2 bary. Strata trecej hlavy v sacom potrubí sa predpokladá 0,4 m a vo výtlačnom potrubí 1,3 m vrátane strát v kolenách. Hustota vody sa predpokladá na 1000 kg/m 3 a hodnota tiažového zrýchlenia je 9,81 m/s 2 . Riešenie: Celková dopravná výška (H): Nasávacia výška - 4,00 m Strata na sacej výške - 0,40 m Výtlačná výška - 16,00 m Tlaková strata v tlakovom potrubí - 1,30 m Konečný tlak: - 2 bar*~20 ,40m Mínus 1 atm**~ -9,87 m Celkový tlak - 32,23 m Hydraulický výkon je určený vzorcom:
* IN v tomto príklade konečný pretlak sa udáva ako absolútny tlak, t.j. ako tlak meraný vo vzťahu k absolútnemu vákuu. ** Ak je konečný pretlak uvedený ako absolútny, potom sa musí počiatočný pretlak odpočítať, pretože tento tlak „pomáha“ čerpadlu nasávať kvapalinu. 
Voda vstupuje do vstupu obežného kolesa cez sacie potrubie čerpadla a pod vplyvom rotujúcich lopatiek sa pozitívne zrýchľuje. V difúzore sa kinetická energia prúdenia premieňa na potenciálnu energiu tlaku. Vo viacstupňových čerpadlách sa prierez difúzora so zabudovanými pevnými lopatkami nazýva „vodiaca lopatka“. Zo schémy na obr. 10 je znázornené, že potenciálna energia vo forme tlaku v čerpadle rastie v smere od sania k výtlačnému potrubiu, pretože hydrodynamický tlak vytvorený obežným kolesom (kinetická energia prietoku) sa premieňa na potenciálnu energiu tlaku v difúzor. 
Výkon čerpadla
Na obr. Obrázok 11 zobrazuje typickú charakteristiku výkonu odstredivého čerpadla „Q/H“. Ukazuje, že maximálny výtlačný tlak sa dosiahne, keď je prietok čerpadla nulový, t.j. keď je výtlačný otvor čerpadla zatvorený. Akonáhle sa prietok v čerpadle zvýši (objem čerpanej kvapaliny sa zvýši), výtlačná výška klesne.
Presnú charakteristiku závislosti dodávky Q od tlaku H určuje výrobca empiricky na skúšobnej stolici. Napríklad (obr. 11) pri tlaku H 1 bude čerpadlo dodávať objem Q 1 a podobne aj H 2 - Q 2. Výkonové charakteristiky čerpadla
Ako už bolo uvedené vyššie, strata trecej hlavy v potrubí závisí od kvality povrchovej drsnosti stien potrubia a druhej mocniny rýchlosti prúdenia tekutiny a samozrejme od dĺžky potrubia. Stratu tlaku trením je možné znázorniť na grafe „H/Q“ ako charakteristiku hydraulického systému. V prípade uzavretých systémov, ako sú systémy ústredného kúrenia, sa aktuálna výtlačná výška nemusí brať do úvahy, pretože je vyvážená kladnou výškou na sacej strane.
Strata tlaku [Pa/m] pri teplote t = 60°C. Odporúčané straty v potrubiach nie sú vyššie ako 150 Pa/m. Operačný bod
Pracovný bod je bod, v ktorom sa charakteristika čerpadla pretína s charakteristikou hydraulického systému. Je zrejmé, že akékoľvek zmeny v hydraulickom systéme, napríklad zmena prietokovej plochy ventilu pri jeho otvorení alebo tvorba usadenín v potrubí, ovplyvňujú vlastnosti hydraulického systému, v dôsledku čoho zmení sa poloha pracovného bodu. Podobne zmeny v čerpadle, ako je opotrebovanie obežného kolesa alebo zmeny otáčok, spôsobia vznik nového prevádzkového bodu.
Sériovo zapojené čerpadlá
Viacstupňové čerpadlá možno považovať za príklad jednostupňových čerpadiel zapojených do série. Samozrejme, v tomto prípade nie je možné izolovať jednotlivé stupne, čo je niekedy žiaduce pri kontrole stavu čerpadla. Keďže nepracujúce čerpadlo vytvára značný odpor, je potrebné zabezpečiť obtokové potrubie a spätný ventil (obr. 14). Pre čerpadlá pracujúce v sérii je celková dopravná výška (obr. 15) pri akomkoľvek danom prietoku určená súčtom hodnôt výtlačnej výšky každého jednotlivého čerpadla.
Paralelné zapojené čerpadlá.
Toto inštalačné usporiadanie sa používa na monitorovanie stavu čerpadiel alebo na zaistenie prevádzkovej bezpečnosti, keď je potrebné pomocné alebo záložné zariadenie (napríklad dvojité čerpadlá vo vykurovacom systéme). V tomto prípade je tiež potrebné inštalovať spätné ventily pre každé z čerpadiel, aby sa zabránilo vytváraniu spätného toku cez jedno z nefunkčných čerpadiel. V dvojitých čerpadlách tieto požiadavky spĺňa prepínací ventil typu klapky. Pre paralelne pracujúce čerpadlá je celkový prietok (obr. 17) definovaný ako súčet hodnôt prietoku jednotlivých čerpadiel pri konštantnom tlaku.
Účinnosť čerpadla
Účinnosť čerpadla meria, koľko mechanickej energie prenesenej do čerpadla cez jeho hriadeľ sa premení na užitočnú hydraulickú energiu.
Účinnosť ovplyvňuje: - tvar telesa čerpadla;
- tvar obežného kolesa a difúzora;
- kvalita drsnosti povrchu;
- tesniace medzery medzi sacou a tlakovou dutinou čerpadla.
Aby si spotrebiteľ mohol určiť účinnosť čerpadla v konkrétnom pracovnom bode, väčšina výrobcov čerpacej techniky prikladá k diagramom výkonu čerpadla diagramy s grafmi charakteristík účinnosti (obr. 18).
Typické vzory
DanéĎalejtypickýzakočíslademonštrovaťteoretickávplyvpriemer ( d ) pracovník kolesá natlak, odovzdanie aspotrebovanémoc. Tlak je úmerný priemeru druhej mocnine:
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie priemeru zvýši tlak 4-krát. Posuv je úmerný priemeru k tretej mocnine: 
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie priemeru zvýši prietok 8-krát. Spotreba energie je úmerná priemeru k piatej mocnine: 
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie priemeru zvýši spotrebu energie 32-krát. 
Typickévzory
DanéĎalejtypickýzakočíslademonštrovaťteóriatikvplyvfrekvencie točiť sa nia (n) pracovník kolesá natlak, podanieAspotrebovanémoc. Rýchlosť posuvu je úmerná rýchlosti otáčania:
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie rýchlosti otáčania zdvojnásobí rýchlosť posuvu. Tlak je úmerný druhej mocnine rýchlosti otáčania: 
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie rýchlosti otáčania zvýši tlak 4-krát. Spotreba energie je úmerná rýchlosti otáčania k tretiemu výkonu: 
Podľa tohto vzoru zdvojnásobenie rýchlosti otáčania zvýši spotrebu energie 8-krát. Spotrebovanémoc
P 1 : Energia spotrebovaná motorom zo siete. Pri elektromotoroch priamo pripojených na hriadeľ čerpadla, ako je to v prípade pohonu obehových čerpadiel, je maximálny príkon uvedený na typovom štítku. P 1 možno určiť aj podľa nasledujúceho vzorca: (3-fázové motory) (1-fázové motory) kde: V = napätie (V) I = prúd (A) cos ϕ = účinník (-) P2: výkon na hriadeli motora. Ak sú motor a čerpadlo samostatné jednotky (vrátane štandardných a ponorných motorov), na typovom štítku je uvedený maximálny výkon hriadeľa motora. P 3: Výkon spotrebovaný čerpadlom Aktuálne zaťaženie motora možno určiť z krivky výkonu čerpadla. V prípade priameho pripojenia elektromotora na hriadeľ čerpadla: P 3 = P 2. P 4: Výkon čerpadla (P hydraulické) Hodnota výkonu čerpadla je určená vzorcom:
Adaptáciačerpadlána premennérežimovprevádzka
Tlakové straty v hydraulickom systéme sú vypočítané pre určité špecifické prevádzkové podmienky. V praxi sa charakteristiky hydraulického systému takmer nikdy nezhodujú s teoretickými z dôvodu bezpečnostných faktorov zabudovaných do hydraulického systému. Pracovný bod hydraulického systému s čerpadlom je vždy priesečníkom grafu charakteristiky čerpadla s grafom charakteristiky hydraulického systému, preto je prietok zvyčajne väčší, ako je potrebné pre nový hydraulický systém. Tento nesúlad môže spôsobiť problémy v hydraulickom systéme. Vykurovacie okruhy môžu zaznamenať hluk prúdenia, kondenzačné systémy môžu zaznamenať kavitáciu a v niektorých prípadoch môže nadmerné prúdenie viesť k energetickým stratám. V dôsledku toho je potrebné posunúť pracovný bod (priesečník grafov oboch charakteristík) nastavením čerpadla a nastavením hydraulického systému. V praxi sa používa jedna z nasledujúcich metód:- Zmena charakteristiky hydraulického systému zatvorením škrtiacej klapky (škrtenie) (obr. 22).
- Zmena charakteristiky čerpadla zmenšením vonkajšieho priemeru (obrábaním) jeho obežného kolesa (obr. 23).
- Zmena charakteristiky čerpadla nastavením rýchlosti otáčania (obr. 24).
nariadeniakŕmiť zs pomocouplynventil
Zmenšenie prietokovej plochy škrtiacej klapky v hydraulickom systéme spôsobuje zvýšenie tlakovej straty (hydrodynamická výška H dyn), čím je charakteristika hydraulického systému strmšia, v dôsledku čoho sa pracovný bod posúva v smere nižšieho prietoku (pozri obr. 25). Výsledkom je znížená spotreba energie, pretože odstredivé čerpadlá majú výkonovú charakteristiku, ktorá klesá so znižovaním prietoku. Straty výkonu pri regulácii škrtiacej klapky v hydraulickom systéme s vysokou spotrebou energie však budú značné, preto je v takýchto prípadoch potrebné vykonať špeciálne výpočty na vyhodnotenie hospodárnosti spôsobu riadenia prietoku pomocou škrtiacej klapky.
Pracovná úpravakolesá
V prípadoch, keď je neustále potrebné znižovanie výkonu a tlaku čerpadla, môže byť najoptimálnejším riešením zmenšenie vonkajšieho priemeru obežného kolesa. V tomto prípade je buď celé obežné koleso alebo iba konce lopatiek opracované pozdĺž vonkajšieho priemeru. Čím viac je vonkajší priemer podhodnotený, tým nižšia bude účinnosť čerpadla. Zníženie účinnosti je zvyčajne výraznejšie u tých čerpadiel, ktoré pracujú pri vysokých otáčkach. Pre nízkorýchlostné čerpadlá to nie je také viditeľné, najmä ak je pokles vonkajšieho priemeru nevýznamný.
Keď je pokles vonkajšieho priemeru nevýznamný, potom s dostatočným vysoký stupeň presnosť, môžete použiť nasledujúce vzťahy: 
Na obr. 27 je znázornený spôsob určenia podhodnoteného priemeru Dx pomocou charakteristického diagramu „H/Q“ v lineárnych súradniciach. Počiatok (Q = 0, H = 0) je spojený s novým pracovným bodom (Q x , H x) priamkou predĺženou, až kým sa nepretína s charakteristikou existujúceho čerpadla (Q, H) v bode „s“ . Nový priemer (D x) sa potom vypočíta pomocou nasledujúceho vzorca: 
Tieto závislosti však nie sú platné, ak je potrebné výrazné zníženie výkonu čerpadla. V tomto prípade sa odporúča spustiť obežné koleso v niekoľkých stupňoch. Po prvé, priemer obežného kolesa sa zmenší na veľkosť o niečo väčšiu ako je hodnota Dx, vypočítaná ako je uvedené vyššie. Potom sa otestuje čerpadlo, po ktorom sa môže určiť konečný priemer. IN sériová výroba tomu sa dá vyhnúť. Pre čerpadlá vybavené obežnými kolesami s rôznymi zmenšeniami vonkajšieho priemeru sú k dispozícii výkonové grafy (pozri obr. 28), z ktorých možno priamo vypočítať hodnotu D x pomocou vyššie uvedených vzorcov. 
Regulácia frekvencierotácia
Zmena rýchlosti otáčania spôsobí zmeny vo výkonnostných charakteristikách odstredivého čerpadla. Použime typické vzory uvedené vyššie:
Kavitácia
Najčastejšie problémy, s ktorými sa stretávame pri prevádzke čerpadla, súvisia s podmienkami nasávania na vstupe do hydraulického systému a sú takmer vždy spôsobené príliš nízkym hydrostatickým tlakom (protitlakom) na vstupe čerpadla. Príčina môže spočívať buď vo výbere čerpadla s parametrami, ktoré nie sú optimálne pre dané prevádzkové podmienky, alebo v chybách pri návrhu hydraulického systému. Otáčanie obežného kolesa vrhá kvapalinu smerom k povrchu telesa čerpadla, čo vedie k podtlaku zo sacej dutiny obežného kolesa. To spôsobí nasávanie tekutiny cez sací ventil a potrubie, ktoré prúdi k obežnému kolesu, kde je opäť vrhané späť na povrch telesa čerpadla. Vákuum na vstupe čerpadla závisí od rozdielu medzi úrovňou sacieho otvoru a hladinou čerpanej kvapaliny, od tlakovej straty v dôsledku trenia v sacom ventile a potrubí, ako aj od hustoty samotnej kvapaliny. Toto vákuum je obmedzené tlakom nasýtených pár kvapaliny pri danej teplote, t.j. tlaku, pri ktorom sa vytvoria bubliny pary. Akýkoľvek pokus o zníženie hydrostatického tlaku pod tlak pary spôsobí reakciu kvapaliny vytváraním bublín pary, keď začne vrieť.
V čerpadle nastáva kavitácia, keď tlak na strane lopatiek obežného kolesa, ktorá je obrátená k sacej dutine (zvyčajne v blízkosti vstupu čerpadla), klesne pod tlak pary kvapaliny, čo spôsobí tvorbu bublín plynu. Pri transporte do vysokotlakových oblastí v obežnom kolese tieto bubliny skolabujú (explodujú) a výsledná tlaková vlna môže spôsobiť poškodenie čerpadla (obr. 31). Toto poškodenie, ktoré môže nastať v priebehu niekoľkých minút alebo v priebehu niekoľkých rokov, je také závažné, že môže nepriaznivo ovplyvniť nielen čerpadlo, ale aj elektromotor. Najzraniteľnejšími časťami sú v tomto prípade ložiská, zvary a dokonca aj povrchy obežného kolesa. Rozsah poškodenia obežného kolesa závisí od vlastností materiálu, z ktorého je vyrobené; Napríklad z tabuľky vyplýva, že za rovnakých podmienok je poškodenie obežného kolesa z nehrdzavejúcej ocele len 5 % poškodenia obežného kolesa z liatiny. StrataVomšarôzne materiály(pre porovnanie, za základ sa berie liatina = 1,0): S tým súvisí aj fenomén kavitácie zvýšená hladina hluk, pokles tlaku a prevádzková nestabilita. Poškodenie často zostáva nezistené, kým sa čerpadlo a motor nerozoberú. 
VýpočtyAutor:odstraňovanienebezpečenstváchkavitácia
Nasávacia výška Hmax čerpadla potrebná na elimináciu rizika kavitácie sa vypočíta takto: Hmax: Kladná sacia výška čerpadla (pozri obr. 33). Ak on pozitívnečerpadlo môže pracovať pri danej sacej výške. Ak on negatívne, aby čerpadlo fungovalo, je potrebné vytvoriť podmienky, za ktorých sa stane pozitívnym. Hb: Atmosférický tlak na strane čerpadla; toto je teoretický maximálny sací zdvih. Táto hodnota Hb závisí od hustoty kvapaliny a hodnoty „g“ na strane čerpadla (obr. 32).
H fs: Strata tlaku trením v sacom ventile a pripojenom potrubí závisí aj od hustoty kvapaliny. 
NPSH: N et P pozitívny S podanie H ead
Tento parameter vyjadruje minimálny sací tlak potrebný pre bezproblémovú prevádzku. Charakterizuje treciu tlakovú stratu v oblasti od sacieho otvoru čerpadla po miesto prvého obežného kolesa, pri ktorom je tlak minimálny a určuje hydraulické podmienky, pri ktorých čerpadlo nie je schopné nasávať pevný stĺpec vody 10.33 m vysoká.Hodnota NPSH sa teda bude zvyšovať so zvyšujúcim sa krmivom, čo je možné vidieť z charakteristického grafu na obr. 35 špecifické čerpadlo. Pre obehové čerpadlá sa schéma NPSH nepoužíva; namiesto toho na obr. 34 ukazuje tabuľku s uvedením minimálneho sacieho tlaku požadovaného pri rôznych teplotách pracovnej tekutiny. Hv: Tento parameter odráža tlak nasýtených pár čerpanej kvapaliny. Je to zahrnuté v rovnici, pretože pri viac vysoká teplota kvapalina sa začne rýchlejšie odparovať. Hv tiež závisí od hustoty kvapaliny:
Hs: Tento parameter predstavuje bezpečnostný faktor, ktorý je potrebné určiť v konkrétnych podmienkach v závislosti od stupňa spoľahlivosti a spoľahlivosti použitej metodiky výpočtu. V praxi sa to rovná 0,5-1 m. V prípade prítomnosti plynu vo vode sa táto hodnota často volí rovná 2 m. 
Akovyhnúť sakavitácia
Tento argument je založený na vyššie uvedenom vzorci: Hmax = Hb - Hfs - NPSH - Hv - Hs a berie do úvahy vplyv každého z členov rovnice. Hmax: Čerpadlo by malo byť vždy inštalované čo najnižšie, inak bude potrebné zvýšiť hladinu kvapaliny na sacej strane. Posledná uvedená metóda je často najlacnejším riešením. Kladný sací tlak generovaný čerpadlom (ak je vo výbave) alebo expanznou nádržou by sa mal udržiavať čo najvyšší. Hb: Tento indikátor je konštantný pri čerpaní určitej kvapaliny v danom mieste. Hfs: Sacie potrubie by malo byť čo najkratšie a mať minimálne množstvo kolená, ventily, ventily a armatúry. NPSH: Mala by sa vybrať pumpa s najnižšou požadovanou hodnotou NPSH. Hv: Tento parameter sa môže znižovať pri poklese teploty kvapaliny (teplota okolia). Hs: Nastavte individuálne. Najjednoduchším spôsobom, ako sa vyhnúť kavitácii, je znížiť prietok čerpadla čiastočným uzavretím vypúšťacieho (alebo tlakového) ventilu; v dôsledku toho sa zníži požadovaná hodnota NPSH a H fs, preto sa zvýši hodnota H max.AlternatívnemetodikykalkuláciaPreeliminácianebezpečenstváchkavitácia
Mnoho ľudí sa rozhodne previesť vzorec na funkcie NPSH takto:
Toto udáva dostupnú hodnotu NPSH pre daný hydraulický systém, ktorú možno potom porovnať s požadovanou hodnotou NPSH zobrazenou na krivkách výkonu príslušného čerpadla. Ak je teda dostupný NPSH ≥ požadovaný NPSH, kavitácii sa možno vyhnúť. Ak je však dostupný NPSH ≤ požadovaný NPSH, potom riziko kavitácie zostáva. Pripojenieelektrický motor "GRUNDFOS» Vv súlade s označením na jeho typovom štítku
Dekódovanienotový zápis: “ - “ znamená „od – do“; “ / “ znamená, že elektromotor môže byť pripojený dvoma rôznymi spôsobmi; “ D“ označenie zapojenia vinutí elektromotora podľa vzoru „trojuholníka“; “ Y“ označenie zapojenia vinutí elektromotora podľa obvodu „hviezda“. 1 X220-230 / 240 V- Motor je možné pripojiť na jednofázovú striedavú sieť s napätím U = 1 x 220-230V.
- Motor je možné pripojiť do jednofázovej striedavej siete s napätím U = 1 x 240V.
3
X220
–
240D/380–
415 YV
- Motor je možné pripojiť na trojfázovú striedavú sieť s napätím U = 3 x 380-415V v zapojení do hviezdy.
- Motor je možné pripojiť do trojfázovej siete striedavého prúdu s napätím U = 3 x 220-240V podľa obvodu „trojuholník“ (napríklad v Belgicku, Nórsku, Taliansku, Francúzsku).
- Motor je možné pripojiť do trojfázovej striedavej siete s napätím U = 3 x 220-240V podľa obvodu hviezda-trojuholník.
3
X380
–
415D V
- Motor je možné pripojiť na trojfázovú striedavú sieť s napätím U = 3 x 380-415V v zapojení do trojuholníka.
- Motor je možné pripojiť na trojfázovú striedavú sieť s napätím U = 3 x 380-415V podľa zapojenia hviezda-trojuholník.
Vyhľadávanie
Môžeme vás informovať o nových článkoch,