UNIVERZITA V BACĂU FAKULTA INŽINIERSTVA IULIAN FLORESCU HYDRAULICKÉ STROJE POZNÁMKY KURZ

UNIVERZITA V BACĂU FAKULTA INŽINIERSKEHO HYDRAULICKÉHO STROJA IULIAN FLORESCU KURZ POZNÁMKY K POUŽITIU ŠTUDENTA Vydavateľstvo ALMA MATER Bacău 007

univerzita

Vzor vykonaný pod objednávkou č. UNIVERZITA V BACĂU Str. Harfa Spiru č. 9 Bacău BACĂU UNIVERSITY Publikované v roku 007

β izotermický koeficient stlačiteľnosti (modul stlačiteľnosti) Γ rýchlostný vektorový obeh; intenzita víru γ špecifická hmotnosť absolútna drsnosť δ charakteristická dĺžka; hrúbka medznej vrstvy; hrúbka filmu maziva; hrúbka laminárneho substrátu; hrúbka (stena); δ l hrúbka laminárneho substrátu (filmu) ε modul pružnosti (kvapaliny); koeficient turbulentnej viskozity (Boussinesq) ζ koeficient miestneho odporu η dynamická viskozita; účinnosť η h hydraulická účinnosť η v objemová účinnosť η m mechanická účinnosť θ rýchlosť objemovej deformácie λ Darcyho koeficient; koeficient lineárnych strát zaťaženia ν kinematická viskozita π kritérium produkt ρ hustota σ povrchové napätie kvapaliny τ tangenciálna zložka jednotkového napätia τ tangenciálne napätie τ (ν, β) tangenciálna os verzus vo Frenetovom triédri τ 0 tangenciálne napätie na stenu ϕ rýchlostný potenciál (rovina z); ψ aktuálna funkcia (rovina z) ω (ω x, ω y, ω z) vírový vektor ω uhlová rýchlosť

OBSAH Kapitola. Úvod. Všeobecné. Výťažky hydropneumatických strojov. 3. klasifikácia hydraulických a pneumatických strojov. 4 Kapitola. Hydraulické turbíny. 6 Kapitola 3. Turbočerpadlá. 0 3 . Klasifikácia turbočerpadiel. 0 3 . Čerpacie zariadenia. 3.3. Kinematika pohybu v rotore turbodúchadla. 4 3.4. Bernoulliho vzťah k relatívnemu pohybu rotorov turbínových strojov. 5 3.5. Aplikácia viet o impulze a kinetickom momente v relatívnom pohybe rotorov turbínových strojov. 7 3.6. Výmena energie v rotore. 9 3.7. Rovnica turbočerpadla. 30 3.8. Vplyv výstupného uhla listu. 3 3.9. Charakteristické krivky turbočerpadiel. 3 3.0. Charakteristické pre H (Q) turbodúchadla. 33 3 . Kavitácia turbínových strojov a stanovenie sacej výšky. 36 3 . Stanovenie sacej výšky odstredivého čerpadla. 39 3.3. Podobnosť turbočerpadiel. 40 3.4. Úprava turbočerpadla. 43 Kapitola 4. Ventilátory. 44 4 . Klasifikácia fanúšikov. 44 4 . Energetická rovnica použitá pre ventilátory. 44 4.3. Odstredivé ventilátory. 45 Kapitola 5. Objemové stroje. 46 5 . Všeobecné informácie. 46 5 . Piestové čerpadlá. 47 5.3. Stroje s axiálnymi piestami. 48

Hydraulické stroje 47, kde V je objem agregátnej miestnosti, z je počet miestností naplnených a vyprázdnených pri otáčaní hriadeľa an je rýchlosť hriadeľa. Skutočný prietok sa líši od ideálneho v dôsledku netesností. V porovnaní s turbočerpadlami majú piestové čerpadlá množstvo výhod, medzi ktoré spomenieme: - teoreticky môžu zabezpečiť výtlačný tlak bez ohľadu na to, aký vysoký; - výtlak nezávisí od rýchlosti piestu; - majú vysokú hydraulickú účinnosť v dôsledku malého hydraulického rozptylu. Nevýhody týchto čerpadiel spočívajú v: - majú obmedzený prietok v dôsledku spôsobu pohybu piestu, ktorý neumožňuje dosiahnutie vysokých rýchlostí; - sú zložitejšie z konštruktívneho hľadiska; - ich tok pulzuje. 5 . Piestové čerpadlá Tieto typy čerpadiel je možné klasifikovať takto:) podľa počtu aktívnych zdvihov pri dvojitom zdvihu piestu: - jednočinné čerpadlá (s jednou aktívnou stranou piestu), obrázok 5; Obr. 5 . Jednočinné čerpadlo - dvojčinné čerpadlá (s obidvomi stranami piestu aktívne), obrázok 5; Obr. 5 . Dvojčinné čerpadlo) podľa typu konštrukcie: - jednovalcové čerpadlá (simplexné) - dvojvalcové čerpadlá paralelne (duplex) - trojvalcové čerpadlá paralelne (triplex)

Hydraulické stroje 49 Pre piest s priemerom D a základným prierezom objemu je: d = sdx = sd RR cos ϕ sin ϕ = sr sinα sin ϕd V p [()] ϕ a celkový prietok pre rýchlosť n (hniloba/s), je: πd s =, variácia 4 π Q = Vp zn = srsinα zn sin ϕd ϕ = πd R z nsinα (5.) 0 Analýzou dvoch vzťahov zistíme, že pre určitý stroj, kde poznáme D, R, z, n = Ct, prietok dosiahnutý piestom sa mení sínusovo s uhlom ϕ, obrázok 5.4, medzi dvoma hranicami Q min a Q max. Q Q max Q med Q min t Obr. 5.4. Prietok axiálnym piestovým čerpadlom Na posúdenie rovnomernosti prietoku čerpadla sa vypočíta koeficient pulzácie: Qmax Qmin δ = (5,3) Q, kde Q predstavuje priemerný prietok. 5.4. Stroje s radiálnymi piestami Tieto typy strojov používajú niekoľko radiálnych piestov namontovaných v spoločnom rotore, obrázok 5.5. Obr. 5.5. Radiálne piestové čerpadlo. rotor;. piesty; 3. stator; 4. bránica.

Hydraulické stroje 59 Obr. 5 . Hydrostatický tlakový transformátor Zo vzťahu F = ηf sa určí tlak p a multiplikačný pomer m: (pp) + (D ηδ) ηd p 0 spp = Ds δ (5.) p ηd p p0 ηδ = = δ + Ds mp Ds p Ds δ (5.3) Pre posun vpred musia byť primárne a sekundárne konektory v polohe 5, respektíve 6. Na konci zdvihu Pp zasiahne doraz zatlačením bodov 4,5,6,7 do pozícií 4, 5,6,7 a zástrčky sa automaticky otočia o 90 °, takže cyklus sa otočí doprava. Podobne sa p a m získajú pri prechode doprava: ηdp (p p0) + (Ds ηδ) pp = p + D δ sp ηd = pp 0 δ p = + 0 m η p Ds p Ds p Aplikácia: Na p 0 = at, p = 5at, Dp = m, Ds = 0,5 m, δ = 0, ma η = 0,9, výsledky: p = 8,6 at a p = 8,6 at. 5.0.4. Zásuvky a servomotory ako transformátory hydrostatickej sily Transformátor hydrostatickej sily sa skladá z primárneho a sekundárneho transformátora a ako pracovná kvapalina sa môže použiť olej alebo voda. Hydraulické, objemové alebo mechanické straty sú vyjadrené celkovou účinnosťou η a sila zo sekundárneho F sa môže vynásobiť pri akejkoľvek hodnote v porovnaní s F pri primárnom. Inverzný problém, na zníženie sily F

6 hydraulických strojov na 40 kgf. Zápisom momentu síl vo vzťahu ku kĺbu 0 vznikne vzťah medzi f, d, p, berúc do úvahy mechanickú účinnosť primárnehoη m = 0,95: π fbηm = d pa 4 4 fbηm odkiaľ: p = πd a Sila na sekundárnom F a multiplikačný pomer m majú výrazy: π 4 fbηm π D b F = D pηm ηh = D ηm ηh = fη 5,3) 4 πd a 4 da a multiplikačný pomer je: FD bm = = η (5,3) fda kde η m je mechanická účinnosť veľkého piestu a celková účinnosť η = ηm ηm ηh 0, 86. Je pozorované, že násobenie sily rastie so zvyšovaním pomerov D/d a b/a. Ak poznáme rýchlosť primárneho piestu v f a veličiny D, d, b, a, dá sa určiť rýchlosť v D piestu s priemerom D, pričom sa vyrovná výkon z primárneho s výkonom zo sekundárneho, berúc do úvahy celkovú účinnosť η: c) Obr. 5.3. Hydraulické lisy a) ručný hydraulický lis; b) hydraulický zdvihák; c) hydrofóru

64 Hydraulické stroje Za určitých miestnych podmienok sú hydraulické transformátory hospodárnejšie ako čerpadlá (0 rokov nie sú také hospodárne ako elektrické alebo motorové čerpadlá. 5. Jednoduchý turbotransformátor Myšlienku a prvé úspechy hydraulických čerpacích turbotransformátorov pripisuje prof. Lavacek F [3], ktorí testovali modely uvedené na obrázku 5.4, b, c. Režim teda (z obrázka 5.4, b) pozostáva z diagonálneho rotora turbíny a diagonálneho rotora čerpadla. nasávanie je tvorené 3, ktoré distribuujú prietok Q t cez turbínu a prietok Q p Qi, rozdiel preteká cez 5.

66 Hydraulické stroje Obr. 5.7 a) vysokovýkonný transformátor b) žiarovkový transformátor Žiarovkový transformátor má primárnu zloženú z rotora typu Kaplan, poststatora s lopatkami, vysávača 3, nastaviteľného riadiaceho zariadenia 4, zberača 5 a planétového multiplikátora 6 z rýchlosti primárnej na n = v sekundárnom, s pomerom i = 4 a ložiskom 4. Sekundárne sa skladá z ložiska 3, s radiálnymi krídlami 7, čerpadlom 8, vysávačom 9 a kónickou mriežkou 0. Žiarovka obsahuje všetky vnútorné zariadenia a má hydrodynamicky tvar trupu, ktorý je podopretý krídlami. radiálne na vonkajšom kryte 5. 5 . Vstrekovače a ejektory Tieto hydraulické transformátory sú zariadenia, ktoré slúžia na čerpanie, keď kvapalinou v primárnom a sekundárnom systéme je voda a na prívod vody do kotlov, v takom prípade sa do primárneho a sekundárneho vývodu privádza para. voda pri ich vysokom tlaku. Ejektory sa používajú iba s vodou alebo s vodou a plynom, ako vákuové pumpy a ako termokompresory. 5. Hydraulický vstrekovač a hydropneumatický vstrekovač. Na použitie injektora je potrebná prírodná hydraulická energia, dátum primárneho poklesu h, ktorá má prietok Q m 3/s. Najjednoduchšia schéma (obr. 5.8,

Hydraulické stroje 67 a) pozostávajú z troch pádov: h - primárny, zabezpečený nádržou R; h 3 - sekundárne, z nádrže R 3; h - výška medzi spodnou nádržou R a osou injektora. Na výpočet používame niekoľko rovníc z hydrauliky a vodnej energie, pričom berieme do úvahy zápisy na obrázku 5.8, a. V nádržiach, pri rýchlosti C 0, ktorá je nízka, je možné príslušnú kinetickú energiu c zanedbať 0 = 0. Aplikáciou Bernoulliho rovnice medzi rôznymi bodmi g prietoková charakteristika výsledok: p0 pc + h = + + hr γ γ g p0 h γ p0 + h γ 3 pc = + + γ g 3 p3 c = + + γ ghrhr 3 (5,35) Obr. 5.8. Injektory a ejektory a) injektor vody; b) vyhadzovač vody; c) hydropneumatický ejektor Použitím rovnice kontinuity na odvodnenie cez otvory s a s a potrubia s d, d, d 3 sa získajú vzťahy: Q = sc Q = sc Q = π dv 4 π π Q = dv Q3 = d3 v3 Q 3 = Q + Q (5,36) 4 4 Energetická bilancia vedie k vzťahu: Q hh = Q h + h + Q h + h (5,37) () () () rr 3 3 r3 Straty záťaže majú nasledujúce výrazy:

70 Hydraulické stroje Obr. 5.9. Vyhadzovače a), b) - vyhadzovače pary; c) - termokompresor d E G 0,00+ 58 γ = (h + h) 4 d () d 3 = 3 5.5. Parný ejektor používaný ako termokompresor (obr. 5.9, c). Všeobecne platí, že tlak pary potrebný na diaľkové vykurovanie nezodpovedá výstupnému tlaku parných turbín v CHP. Keď je p t p p dodávku do siete diaľkového vykurovania možné vykonať iba termokompresorom so zosilňovačom tlaku. V prvom prípade, na diagrame 5.9, c, čerstvá para s parametrami p (at), i (kcal/kgf) a G (kgf/s) vstupuje cez potrubie d a dýzu d a. Výstupná para s parametrami pp, ip Gp sa zavádza bočne do mixéra a na sekundárnom výstupe z difuzéra d3 sa získava para s parametrami potrebnými na ohrev ptit, Gt. Poznamenávame, že s e - ejekčným koeficientom, k koeficientom rozdielov entalpie a s i ap - entalpiou vody potrebnou na zvlhčenie pary, dostaneme úsporu prietoku pary Q: kde: Q = ε ip + ke iii ap ap 00% Q p it ip ε =; k = = 0,30 0, 70 ii Q t Keď sa pt H zavádza cez E - A - B, odsávanie prietoku Q s H sa vykonáva pri D a odtok prietoku Q 3 = Q + Q do H 3 cv, teplota klesá T 3 - T 6 η, takže monitor srdcového tepu je v porovnaní s výbuchovým motorom ekonomickejší. „

74 Hydraulické stroje 5.4. Turbotransformátory V porovnaní s turbodúchadlami prenášajú turbotransformátory krútiaci moment v určitých medziach, v závislosti od odporu hriadeľa turbíny. Turbotransformátory konštruktívne ukazujú medzi rotorom čerpadla a rotorom turbíny riadiace zariadenie, ktoré sa tiež nazýva reaktor, obrázok 5. 5. Turbotransformátor V smere prúdenia kvapaliny môže byť riadiaca jednotka umiestnená na vstupe turbíny alebo na vstupe do rotora čerpadla, čo je hydraulicky ekvivalentné riešenie. Stupeň transformácie momentu je charakterizovaný transformačným koeficientom K: M t K = (5.) M p, ktorý sa nazýva aj dynamický prevodový pomer. Môžeme tiež definovať kinematický prevodový pomer: n p ω p i = = (5,3) nt ωt definované pomerom rýchlostí alebo uhlových rýchlostí. S prihliadnutím na dva prevodové pomery možno účinnosť hydrodynamického transformátora určiť pomocou vzťahu: Pt M tωt K η = = = (5,4) Pp M pω pi Turbo-transformátory sú reverzibilné stroje, ale ak sú v turbospojkách, kvôli symetrii reverzný prenos momentu by sa dal dosiahnuť bez ťažkostí, u turbo-transformátorov sa vyskytujú veľké ťažkosti kvôli profilovaniu lopatiek, ako pre rotory, tak aj pre reaktor.