Ответы на экз. вопросы 1 (Шпаргалки и ответы к экзамену)

Вопрос №3.

Кавитация в насосах. Формы гидродинамической кавитации в насосах. Срывные кавитационные характеристики насосов. Кавитационные режимы.

Кавитация  это процесс нарушения сплошности потока жидкости в зоне пониженного давления, заключающийся в образовании полостей, наполненных паром и выделившимся из жидкости газом.

Возникновение кавитации приводит к двум основным отрицательным последствиям для гидравлических машин:

1. к срыву режима работы машины, т. е. к резкому снижению основных выходных параметров  Н, Q, _н;

2. к эрозионному разрушению рабочего колеса машины  обычно при длительной работе на кавитационном режиме.

Универсальные кавитационные характеристики насоса строятся на основе экспериментальных срывных кавитационных характеристик, представляющих собой зависимости H=(p_вх) или Н=(h) при  и Q=const.

На срывной характеристике обычно можно отметить два характерных режима: первый  критический режим (р_вхIначало изменения напора Н и второй  критический режим (срывной) (р_вхII)  начало резкого падения напора Н или срыв режима насоса. Представляют интерес еще два характерных кавитационных режима. Один из них определяет начало возникновения кавитационных явлений у профилей лопаток рабочего колеса(р_вх.нач>р_вхI). Другой кавитационный режим, который возникает при р_вх.III>р_вхII, называют режимом запирания. Он характеризуется тем, что дальнейшее снижение входного давления невозможно без уменьшения расхода через насос. При этом давлении напор насоса может изменяться от точки А( начал о режима запирания) до точки III ( суперкавитационный режим)

Разрывы сплошности жидкости при гидродинамической кавитации могут иметь различные формы. При обтекании потоком жидкости с небольшими положительными углами атаки крыловых профилей с плавными обводами область пониженного давления в потоке создается вблизи передней части спинки профиля. При наличии в жидкости “кавитационных зародышей”, последние приобретают в этой области возможность роста путем путем испарения жидкости внутри них. Картина кавитации в этом случае характеризуется апериодическим появлением парогазовых пузырьков вдоль всей передней кромки профиля и замыканием их ниже по потоку вследствие повышения давления. Такой вид кавитации назван пузырьковой или перемещающейся.

Одним из наиболее характерных мест пониженного давления в потоке являются центральные части вихревых образований. Например, при течении жидкости около плохообтекаемых тел( диск поперек потока, шар, цилиндр, профиль при значительном угле атаки) в их кормовой части имеется зона пониженного давления, заполненная периодически отрывающимися от обтекаемого тела вихрями, в центре которых и возникают первые паровые полости. Наблюдаемая при этом картина кавитации( при периодически отрывающихся вихрях) характеризуется рядами последовательно расположенных парогазовых полостей, конденсирующихся на некотором расстоянии от тела, где давление возрастает. Такая форма кавитации называется вихревой.

Следующая форма кавитации  струйная или пленочная (присоединенная)  наблюдается при образовании паровой полости, связанной с обтекаемым телом.

Для струйной кавитации характерным является существование четкой, часто стационарной границы раздела фаз паржидкость. В шнекоцентробежных насосах применяются профили с заостренной входной кромкой при значительном угле атаки. В связи с отрывным обтеканием таких профилей пузырьковая форма кавитации в них не наблюдается.

Вопрос №15.

Уплотнения в ТНА. Их назначение.

Уплотнения бывают: уплотнения на рабочем колесе, бандажи на шнеках, импеллерные уплотнения.

В
насосе имеют место потери энергии, связанные с утечками жидкости из полости высокого давления в полость низкого давления через щелевые, плавающие или лабиринтные уплотнения. Например, расход утечек через переднее уплотнение колеса определится формулой:

г
де   коэффициент расхода. Для щелевого и плавающего уплотнений  определяется по формуле:

где коэффициент сопротивления =0,060,08.

Утечка жидкости из полости высокого давления на вход насоса увеличивает значение объемного расхода, фактически протекающего через рабочие колеса, по сравнению с полезным расходом, ухудшают тем самым антикавитационные свойства насоса. Такое влияние утечек реализуется тогда, когда в месте смешения потока утечек с основным потоком их скорости равны по величине и совпадают по направлению. В высокооборотных шнекоцентробежных насосах бандаж на шнеке ставится:

1. для улучшения энергетических характеристик шнека путем уменьшения вторичных потерь из-за перетекания жидкости с рабочей стороны лопаток на нерабочую.

2. для увеличения прочности шнека.

С другой стороны, при наличии бандажа сильно закрученные утечки из центробежного колеса, направленные против или поперек основного потока жидкости, за счет увеличения расхода жидкости через шнек и эжектирующего эффекта должны увеличивать потребное давление жидкости на входе в шнек, т. е. ухудшать антикавитационные свойства насоса.

Кроме того, утечки, закручивая периферийную часть всасываемого потока, увеличивают неравномерность поля скоростей на входе, вследствие чего ухудшаются антикавитационные свойства шнека и всего насоса.

Самым неблагоприятным случаем является тот, когда утечки со стороны ведомого диска центробежного колеса вводятся навстречу основному потоку.

При направлении потока утечек на входе в шнек поперек основного потока потери энергии потока при смешении и соответствующее увеличение срывного кавитационного запаса можно определить по формуле:

О

тсюда коэффициент потерь

Таким образом, для получения наилучших антикавитационных свойств можно рекомендовать проектировать насосы без бандажей на предвключенных шнеках, при этом радиальный зазор между корпусом насоса и шнеком следует выдерживать в пределах _y=(0,0050,01)D_ш. В тех случаях, когда бандаж необходим для увеличения прочности и жесткости конструкции, целесообразно перед шнеком устанавливать неподвижный конус, поворачивающий утечки в направлении основного потока.

В высокооборотных насосах широко используются гидродинамические уплотнения вала  импеллерные уплотнения(открытые и закрытые с “козырьком”). Импеллерное уплотнение служит для предотвращения попадания жидкости из полости высокого давления (р_2имп) в газовую полость низкого давления (р_1имп).

Лопатки импеллера приводят жидкость в зазоре _z во вращение с постоянной угловой скоростью _ж=.

При этом окружная скорость жидкости

c_u=r.

И
нтегрируя выражение: с_u²/r=(1/)(dp/dr), получим

где р_пер давление жидкости на периферии импеллера.

П
ри большом осевом зазоре со стороны гладкого диска импеллера(/r_2имп0,5) давление р_пер можно полагать равным уплотняемому давлению р_2имп. При малом осевом зазоре (0,2/r_2имп) можно полагать, что жидкость со стороны гладкого диска вращается с угловой скоростью, равной половине угловой скорости колеса (при отсутствии расходного течения). Тогда на основании формулы:_ж=/2 можно записать, что

П
олагая в формуле (1) r = r_ж, найдем выражение для перепада давлений на уплотнении соответственно при большом и малом зазоре со стороны гладкого диска:

Формулу (3) можно использовать при наличии расходного течения в зазоре со стороны гладкого диска, направленного от центра, так как при этом изменение давления по радиусу невелико.

Максимальный перепад давлений, удерживаемый уплотнением определится с помощью формул (3) и (4) при r_ж=r_1имп (для большого и малого зазора соответственно)

Для определения мощности, потребляемой импеллером, рассмотрим импеллер полностью залитой жидкостью(r_ж=0).

Момент трения на импеллере должен быть по абсолютной величине равен моменту трения на неподвижной стенке, ограничивающей полость импеллера. Момент трения на неподвижной стенке зависит от распределения скоростей в потоке жидкости. Полагаем, что момент трения на поверхности 1-2-3-4-5-6 обусловлен распределением скоростей движения жидкости, вызванного лопатками импеллера, а момент трения на поверхности 6-7-8-1- гладкой поверхностью импеллера. Рассмотрим момент трения, обусловленный действием лопаток.

Э
лементарный момент трения на торцовой стенке 2-3-4-5 можно записать в следующем виде:

где с_тркоэффициент трения.

Подставим в (5) значение с_u и проинтегрируем уравнение (5) в пределах от r=0 до r=r_2имп.

В
результате получим момент трения на поверхности 3-4:

Д
ля интегрирования уравнения (5) в пределах от r=r_2имп до r=r_2имп+_r( поверхность 2-3, 4-5), а также для определения момента трения на поверхности 1-2 (5-6) полагаем, что в радиальном зазоре _r скорости жидкости изменяются по закону свободного вихря. Отсюда для поверхностей 1-2-3(4-5-6) получим следующий результат:

С
кладывая выражения (6) и (7) и переходя к мощности, окончательно получим при полностью заполненном импеллере мощность (Вт), обусловленную действием лопаток:

где k₁ включает в себя с_тр и постоянные величины.

М
ощность трения гладкого диска импеллера (Вт) описывается формулой по структуре, аналогичной формуле (8):