BACACU EGYETEM IULI FLORESCU HIDRAULIKUS GÉPEK MÉRNÖKTUDOMÁNYI KARÁNAK TANFOLYAM

BACA EGYETEM MŰSZAKI KAR IULI FLORESCU HIDRAULIKUS GÉPEK TANFOLYAM MEGJEGYZÉSEK A hallgatói felhasználáshoz ALMA MATER Kiadó Bacău 007

Számú megrendelés alapján végrehajtott minta. BACĂU EGYETEM Str. Spiru Haret sz. 9 Bákó BACÁU EGYETEM Megjelent 007-ben

β izotermikus összenyomhatósági együttható (összenyomhatósági modulus) Γ sebességvektor keringés; örvényintenzitás γ fajsúly abszolút érdesség δ jellegzetes hossz; határréteg vastagsága; a kenőanyag vastagsága; a lamináris hordozó vastagsága; vastagság (fal); 8 lamináris hordozó vastagsága (film) ε rugalmassági modulusa (folyadékok); turbulens viszkozitási együttható (Boussinesq) ζ helyi ellenállási együttható η dinamikus viszkozitás; hatékonyság η h hidraulikus hatékonyság η v térfogati hatékonyság η m mechanikai hatásfok θ térfogati alakváltozás sebessége λ Darcy együttható; lineáris terhelési veszteségek együtthatója ν kinematikai viszkozitás π kritérium szorzat ρ sűrűség σ folyadék felületi feszültsége τ az egységfeszültség tangenciális összetevője τ tangenciális feszültség τ (ν, β) az érintőtengely függvényében Frenet trihedrében τ 0 tangenciális feszültség a falon ϕ sebességpotenciál (z sík); ψ áramfüggvény (z sík) ω (ω x, ω y, ω z) örvényvektor ω szögsebesség

TARTALOMJEGYZÉK fejezet. Bevezetés. Tábornok. Hidropneumatikus gépek hozama. 3. a hidraulikus és pneumatikus gépek osztályozása. 4 fejezet. Hidraulikus turbinák. 6 3. fejezet Turbopumpák. 0 3 . A turbopumpák osztályozása. 0 3 . Szivattyúberendezések. 3.3. A mozgás kinematikája a turbopumpa rotorában. 4 3.4. Bernoulli viszonya a turbomotorok rotorainak relatív mozgásához. 5 3.5. Impulzus és kinetikus momentum tételek alkalmazása a turbomotor rotorok relatív mozgásában. 7 3.6. Energiacsere a rotorban. 9 3.7. A turbopump egyenlet. 30 3.8. A penge kilépési szögének hatása. 3 3.9. A turbopumpák jellegzetes görbéi. 3 3.0. A turbopumpa jellemző H (Q) értéke. 33 3 . A turbomotorok kavitációja és a szívómagasság meghatározása. 36 3 . A centrifugális szivattyú szívómagasságának meghatározása. 39 3.3. A turbopumpák hasonlósága. 40 3.4. Turbopumpa beállítása. 43 4. fejezet Rajongók. 44 4 . A ventilátorok osztályozása. 44 4 . A ventilátorokra alkalmazott energiaegyenlet. 44 4.3. Centrifugális ventilátorok. 45 5. fejezet. Hangerőgépek. 46 5 . Általánosságok. 46 5 . Dugattyús szivattyúk. 47 5.3. Axiális dugattyús gépek. 48

Hidraulikus gépek 47, ahol V az összesített helyiség térfogata, z a tengely forgása közben kitöltött és kiürített helyiségek száma, n pedig a tengely sebessége. A tényleges áramlás a szivárgások miatt eltér az ideális áramlástól. A turbopumpákhoz képest a dugattyús szivattyúknak számos előnye van, amelyek közül megemlítjük: - elméletileg biztosítani tudják a kisülési nyomást, függetlenül attól, hogy milyen magas; - a nyomás nyomása nem függ a dugattyú sebességétől; - magas hidraulikus hatásfokkal rendelkezik, a kis hidraulikus szóródások miatt. Ezeknek a szivattyúknak a hátrányai a következők: - a dugattyú mozgásának módja miatt korlátozott az áramlásuk, ami nem teszi lehetővé a nagy sebesség elérését; - konstruktív szempontból bonyolultabbak; - az áramlásuk lüktet. 5 . Dugattyús szivattyúk Az ilyen típusú szivattyúkat a következők szerint osztályozhatjuk: a dugattyú kettős löketének aktív löketeinek száma alapján: - egyhatású szivattyúk (a dugattyú egyik aktív felületével), 5. ábra; Ábra. 5 . Egyszeres működésű szivattyú - kettős működésű szivattyúk (a dugattyú mindkét oldalán aktív), 5. ábra; Ábra. 5 . Kettős működésű szivattyú) konstrukció típusa szerint: - egyhengeres szivattyúk (szimplex) - kéthengeres szivattyúk párhuzamosan (duplex) - háromhengeres szivattyúk párhuzamosan (triplexek)

Hidraulikus gépek 49 D átmérőjű és térfogatú elemi keresztmetszetű dugattyú esetén: d = sdx = sd RR cos ϕ sin ϕ = sr sinα sin ϕd V p [()] ϕ és a teljes áramlás n sebességnél (rot/s), az: πd s =, 4 variáció π Q = Vp zn = srsinα zn sin ϕd ϕ = πd R z nsinα (5.) 0 A két összefüggést elemezve azt találjuk, hogy egy bizonyos gépnél, ahol ismerjük D, R, z, n = Ct, a dugattyú által elért áramlási sebesség szinuszosan változik az 5.4. ábra ϕ szögével a két Q min és Q max határ között. Q Q max Q med Q min t ábra. 5.4. Axiális dugattyús szivattyú áramlása A szivattyú áramlásának egyenletességének értékeléséhez számítsa ki a pulzációs együtthatót: Qmax Qmin δ = (5.3) Q ahol Q az átlagos áramlást jelenti. 5.4. Radiális dugattyús gépek Az ilyen típusú gépek több radiális dugattyút használnak, amelyek közös rotorba vannak felszerelve, 5.5. Ábra. Ábra. 5.5. Radiális dugattyús szivattyú. forgórész;. dugattyúk; 3. állórész; 4. rekeszizom.

Hidraulikus gépek 59 ábra. 5 . Hidrosztatikus nyomású transzformátor Az F = ηf összefüggésből meghatározzuk a p nyomást és az m szorzási arányt: (pp) + (D ηδ) ηd p 0 spp = Ds δ (5.) p ηd p p0 ηδ = = δ + Ds mp Ds p Ds δ (5.3) Az előrelépéshez az elsődleges és a másodlagos dugóknak 5-ös, illetve 6-os helyzetben kell lenniük., 5,6,7, és a dugókat automatikusan 90 o-kal elcsavarják, így a ciklus jobbra fordul. Hasonlóképpen p és m értékeket kapunk a jobbra haladáshoz: ηdp (p p0) + (Ds ηδ) pp = p + D δ sp ηd = pp 0 δ p = + 0 m η p Ds p Ds p Alkalmazás: At p 0 = at, p = 5at, D p = m, D s = 0,5 m, δ = 0, m és η = 0,9, eredmények: p = 8,6 és p = 8,6 at. 5.0.4. Fiókok és szervomotorok, mint hidrosztatikus erő-transzformátorok A hidrosztatikus erő-transzformátor primerből és szekunderből áll, és olaj vagy víz használható munkafolyadékként. A hidraulikus, térfogati vagy mechanikai veszteségeket az η összhatásfok fejezi ki, és az F szekunder erő az elsődleges F-hez viszonyítva bármely értéken megszorozható. Az inverz probléma, az F erő csökkentésére

6 hidraulikus gépek f 40kgf. Az erők pillanatának írása a 0 csatlakozáshoz képest összefüggést eredményez f, d, p között, figyelembe véve az elsődlegesη m = 0, 95 mechanikai hatásfokát: π fbη m = d pa 4 4 fbηm honnan: p = πd a Az erő a másodlagos F és az m szorzási arány kifejezései: π 4 fbηm π D b F = D pηm ηh = D ηm ηh = fη 5.3) 4 πd a 4 da, és a szorzási arány: FD bm = = η (5.3) fda ahol η m a nagy dugattyú mechanikai hatásfoka, és az összhatásfok η = ηm ηm ηh 0, 86. Megfigyelhető, hogy az erő szorzása a D/d és b/a arány növekedésével növekszik. A v f primer dugattyú sebességének és a D, d, b, a mennyiségek ismeretében meghatározható a D átmérőjű dugattyú v D sebessége, kiegyenlítve az elsődleges és a másodlagos teljesítményét, figyelembe véve az η általános hatékonyságot: c) ábra. 5.3. Hidraulikus prések a) kézi hidraulikus prések; b) hidraulikus emelő; c) hidrofor

64 Hidraulikus gépek Bizonyos helyi körülmények között a hidraulikus transzformátorok gazdaságosabbak, mint a szivattyúk (T r 0 éve nem olyan gazdaságosak, mint az elektromos vagy motoros szivattyúk. 5. Egyszerű turbotranszformátor A hidraulikus szivattyú turbotranszformátorok ötletét és első eredményeit Prof. Lavacek F-nek tulajdonítják. [3], amely az 5.4, b, c ábrán felvázolt modelleket tesztelte, így az üzemmód (az 5.4, b ábrából) egy átlós turbina rotorból és egy átlós szivattyú rotorból áll. a bemenet 3 által történik, amely elosztja a Q t áramlást a turbinán és a Q p Qi áramlást, a különbség 5 fölé áramlik.

66 Hidraulikus gépek Fig. 5.7 a) nagy teljesítményű transzformátor b) izzótranszformátor Az izzótranszformátor elsődleges része a Kaplan típusú rotor, a pengékkel ellátott poststator, a 3 porszívó, az állítható kormányberendezés 4, az 5 fejléc és a 6 bolygósebesség-szorzó a szekunderben, i = 4 arányban és a 4 csapágyban. A szekunder 3 csapágyból áll, radiális szárnyakkal, 8 szivattyúval, 9 porszívóval és 0 kúpos rácsokkal. Az izzó magában foglalja az összes belső eszközt és hidrodinamikailag törzs alakú, amelyet szárnyak támasztanak alá sugárirányú a külső házon 5. 5 . Injektorok és kidobók Ezek a hidraulikus transzformátorok olyan eszközök, amelyek szivattyúzásra szolgálnak, amikor az elsődleges és a másodlagos folyadék víz, valamint a kazánok vízellátására, ebben az esetben a primer és a szekunder eredményekben gőzt vezetnek be vizet nagy nyomáson. A kidobókat csak vízzel vagy vízzel és gázzal, vákuumszivattyúként és termokompresszorként használják. 5. Hidraulikus injektor és hidropneumatikus injektor. Az injektor használatához természetes hidraulikus energiára van szükség, az elsődleges h esés dátumára, amelynek áramlási sebessége Q m 3/s. A legegyszerűbb séma (5.8. Ábra,

Hidraulikus gépek 67 a) három esésből áll: h - elsődleges, amelyet az R tartály biztosít; h 3 - másodlagos, az R3 tartályból; h - az alsó R tartály és az injektor tengelye közötti magasság. A számításhoz több egyenletet használunk a hidraulika és a vízerő felhasználásával, figyelembe véve az 5.8. Ábra jelöléseit, a. Tartályokban, ha a C sebesség alacsony, a megfelelő c mozgási energia elhanyagolható 0 = 0. Bernoulli egyenletének alkalmazása a különböző pontok között g áramlási jellemzők eredménye: 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) ábra. 5.8. Befecskendezők és kidobók a) vízinjektor; b) vízkidobó; c) hidropneumatikus kidobó A folytonossági egyenlet alkalmazásával az s és s lyukakon, valamint a d, d, d 3 lyukakon keresztüli elvezetésekre az összefüggések adódnak: Q = sc Q = sc Q = π dv 4 π π Q = dv Q3 = d3 v3 Q 3 = Q + Q (5.36) 4 4 Az energiaegyensúly a következő összefüggéshez vezet: Q hh = Q h + h + Q h + h (5.37) () () () rr 3 3 r3 A terhelési veszteségek a következő kifejezéseket adják:

70 Hidraulikus gépek Fig. 5.9. Kidobók a), b) - gőzkidobók; c) - termokompresszor d E G 0,00+ 58 γ = (h + h) 4 d () d 3 = 3 5.5. A termokompresszorként használt gőzkidobó (5.9. Ábra, c). Általában a távfűtéshez szükséges gőznyomás nem felel meg a CHP gőzturbináinak kimeneti nyomásának. Amikor p t p p, a távfűtési hálózat ellátását csak a nyomáserősítő termokompresszorával lehet elvégezni. Az első esetben az 5.9, c ábrán a p (at), i (kcal/kgf) és a G (kgf/s) paraméterekkel rendelkező friss gőz a d csövön és a d a fúvókán keresztül jut be. A kimenő gőz a pp, ip paraméterekkel, Gp oldalirányban kerül a keverőbe, és a másodlagosnál, a d 3 diffúzor kijáratánál a gőz a ptit, Gt melegítéséhez szükséges paraméterekkel rendelkezik. Figyelembe véve e - a kilökési együtthatót, k az entalpia-különbségek együtthatóját és i ap-val - a gőz nedvesítéséhez szükséges víz entalpiáját, a gőz áramlási gazdaságosságát kapjuk Q: ahol: Q = ε ip + ke iii ap ap k 00% Q p ip ε =; k = = 0,30 0, 70 ii Q t Ha pt H-t vezetünk be E - A - B-n keresztül, akkor a Q áramlás H-vel való aspirációját D-nél végezzük, és a Q 3 = Q + Q áramlás kisütését H 3 cv-ig, a hőmérséklet csökken T 3 - T 6 η, tehát a pulzusmérő gazdaságosabb a robbanómotorhoz képest. "

74 Hidraulikus gépek 5.4. Turbotranszformátorok A turbófeltöltőkhöz képest a turbotranszformátorok a forgatónyomatékot bizonyos határok között továbbítják, a turbina tengelyének ellenállásától függően. Konstruktív módon a turbotranszformátorok a szivattyú rotor és a turbina rotor között egy kormányberendezést mutatnak, amelyet reaktornak is neveznek, 5. ábra. 5. Turbotranszformátor A folyadék áramlásának irányában a kormányberendezés elhelyezhető a turbina bemeneténél vagy a szivattyú rotorának bemeneténél, hidraulikusan egyenértékű megoldások. A pillanat átalakulásának mértékét a K transzformációs együttható jellemzi: M t K = (5.) M p, amelyet dinamikus átviteli aránynak is nevezünk. Kinematikai átviteli arányt is meghatározhatunk: n p ω p i = = (5.3) nt ωt, amelyet a sebességek vagy a szögsebességek aránya határoz meg. Figyelembe véve a két átviteli arányt, a hidrodinamikus transzformátor hatékonyságát az összefüggés alapján lehet meghatározni: Pt M tωt K η = = = (5.4) Pp M pω pi A turbotranszformátorok reverzibilis gépek, de ha turbókapcsolókban vannak, a szimmetria miatt a pillanat fordított átvitele nehézségek nélkül elérhető, a turbotranszformátoroknál nagy nehézségekbe ütközik a lapátok profilozása miatt, mind a rotorok, mind a reaktor számára.