1.2.8.Схема и принцип действия струйного нагнетателя.

В струйных нагнетателях смешение двух жидких или газообразных сред происходит под воздействием давления, создаваемого другими нагнетателями (например, насосами или вентиляторами). Движение перемещаемой жидкости обеспечивается струей рабочей жидкости.

Любой струйный аппарат (Рисунок 1 .9) состоит из сопла, куда подается рабочая жидкость (вода, газ, пар), камеры смешения, где смешиваются рабочая и подсасываемая жидкости, и диффузора, в котором осуществляется преобразование кинетической энергии в потенциальную, т. е. создается давление.

1 - сопло; 2 - камера смешения; 3 – диффузор Рисунок 1.9 - Схема водоструйного нагнетателя

Работает струйный аппарат следующим образом. Рабочая жидкость выходит из сопла с большой скоростью в виде струи, несущей большой запас кинетической энергии. Активная рабочая струя захватывает окружающую жидкость и передает ей часть своей энергии. Образовавшийся смешанный поток движется в проточной части аппарата. В камере смешения в результате обмена импульсами происходит выравнивание поля скоростей потока и за счет высвобождающейся кинетической энергии растет его статическое давление. Затем поток поступает в диффузор, где вследствие уменьшения скорости и, следовательно, динамического давления потока происходит увеличение статического давления.

К достоинствам струйных аппаратов следует отнести простоту конструкции и отсутствие подвижных элементов; к недостаткам - очень низкий КПД.

1.3. Основные рабочие параметры нагнетателей

Работа любого нагнетателя характеризуется его рабочими параметрами, главными из которых являются: подача, напор (давление), мощность и КПД.

Подача. Подачей (производительностью, расходом) насоса Q или вентилятора L называется объем жидкости или газа перекачиваемой нагнетателем за единицу времени

.

(1.0)

Напор насоса. Напор насоса - это разница полных удельных энергий на выходе и на входе в насос

.

(1.0)

Полная удельная энергия или полный гидродинамический напор в данном поперечном сечении определяется по формуле:

,

(1.0)

1. z – расстояние от плоскости сравнения до данной точки поперечного сечения;

p – в данной точки поперечного сечения, Па;

ρ – плотность жидкости, кг/м³;

α – коэффициент Кариолиса (обычно принимают α = 1);

C – средняя скорость в данном поперечном сечении, м/с.

Напор нагнетателя - можно найти экспериментальным или расчетным способом. По экспериментальному способу на входе и выходе из насоса ставятся приборы измеряющие давление (Рисунок 1 .10). Обычно на входе ставится вакуумметр, а на выходе манометр. Плоскость сравнения (0-0) можно выбрать проходящей по вакуумметру. Тогда на входе в насос z_вх = 0, абсолютное давление на входе p_вх = p_ат - p_v, а скорость с_вх. На входе из насоса z_вых = a, абсолютное давление на входе p_вых = p_ат + p_m, а скорость с_вых. Тогда напор насоса равен:

(1.0)

Рисунок 1.10 - Экспериментальный способ определения напора насоса	Рисунок 1.11 - Расчётный способ определения напора насоса

При расчетном способе (Рисунок 1 .11) выбирают поперечные сечения на входе в сеть (a-a) и на выходе из сети (b-b). Плоскость сравнение выберем проходящей через центр тяжести сечения (a-a). Сечения на входе и выходе обозначим (1-1) и (2-2). Запишем уравнение Бернулли для сечений (a-a) и (1-1) H_a = H₁+h_a-1, а также для сечений (2-2) и (b-b) H₂ = H_b+h_2-b. Из этих уравнений найдем напоры на входе и выходе из насоса, тогда напор насоса равен:

(1.0)

2. h_a-b – потери напора во всей сети, рассчитываются по заданному расходу.

Для схемы на рисунке 2.2 z_a = 0, абсолютное давление на входе p_a = p_ат, а скорость с_a = 0, z_b = H_г – геометрическая высота подъема жидкости , p_b = p_ат, а скорость с_b = 0. Тогда напор насоса рассчитывается по формуле:

.

(1.0)

Для вентиляторов вместо напора вводится понятие полного давления p. Полное давление и напор связаны соотношением

.

(1.0)

3. p_s - называется статическим давлением, Па;

p_d -  называется динамическим давлением, Па.

Так, как величина ρ g z для вентиляторов гораздо меньше остальных слагаемых то ей пренебрегаем.

Поэтому давлением создаваемым вентилятором p_в называется разность полных давления на выходе и входе в вентилятор.

.

(1.0)

Мощность отданная жидкости N_ж. Под мощностью понимают энергию, сообщаемую или затрачиваемую в единицу времени. Используя такие понятия, как напор насоса Н_H или давление вентилятора p_в, можно определить полезную мощность потока жидкости, выходящей из нагнетателя. Для насосов эта мощность рассчитывается по формуле

.

(1.0)

Для вентиляторов

.

(1.0)

В любой насосной или вентиляторной установке мощность в различных ее узлах не одинакова. Чаще всего приводом для нагнетателя является электродвигатель, который потребляет мощность N_э, Эта мощность в электродвигателе преобразуется в механическую мощность, которая выходит от электродвигателя в виде мощности на валу N_вал. Вполне естественно, что мощность на валу меньше, чем мощность электрическая, так как часть мощности теряется при работе электродвигателя. Потери мощности в электродвигателе учитываются КПД электродвигателя _Э в виде зависимости N_вал = N_э_Э. Таким образом, нагнетателю подается мощность на валу, или, как иногда ее называют, мощность, потребляемая нагнетателем. Часть мощности на валу передается потоку жидкости, проходящей через нагнетатель, тогда из нагнетателя жидкость выходит, обладая запасом мощности, которая называется полезной N_ж, а часть мощности теряется внутри нагнетателя.

КПД нагнетателя . Потери мощности в нагнетателе, определяемые величиной , подразделяют на объемные, гидравлические и механические.

Объемные потери возникают в результате утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе, а также перетоков из областей высокого давления в области низких, обусловленных особенностями конструкций. Перетоки отмечаются в лопастных нагнетателях. Там жидкость может перетекать обратно во всасывающий патрубок с периферии рабочего колеса через зазоры между рабочим колесом и корпусом нагнетателя (Рисунок 1 .12). Если объемы утечек и перетоков, происходящих в единицу времени, обозначить через q_ут, то объемный КПД _о будет равен:

.

(1.0)

4. Q_Т – теоретическая производительность нагнетателя;

Q_ф – фактическая производительность нагнетателя.

Рисунок 1.12 - Схема утечек жидкости в лопастном насосе

Гидравлическими являются потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если эти потери напора внутри нагнетателя обозначить h_Н то гидравлически КПД _г будет равен:

.

(1.0)

5. H_Т – теоретический напор создаваемый нагнетателем;

H_ф – фактическая напор создаваемый нагнетателем.

Механическими являются потери мощности на различные виды трения в рабочем органе нагнетателя. Механическим КПД _м называется отношение мощности отданной жидкости теоретически N_жТ к мощности подводимой к валу N_вал:

.

(1.0)

Полным КПД нагнетателя  называется отношение мощности отданной жидкости фактически N_жф к мощности подводимой к валу N_вал:

.

(1.0)

Полный КПД нагнетателя  равен произведению гидравлического, механического и объемного КПД.

Характеристикой насоса называется зависимость напора насоса от производительности H_H = f(Q). Для динамических нагнетателей с увеличением производительности давление вентилятора (напор насоса) падает рисунок 2.5. Теоретическая характеристика объёмных нагнетателе рисунок 2.6 представляет собой вертикальную линию то, есть производительность не меняется с напором. В связи с утечками фактическая производительность с увеличением напора уменьшается. При полном закрытии задвижки на напорной магистрали напор (давление) создаваемое объёмным насосом может достигнуть значительных величин, что может привести к разрушению насоса или его компонентов. Поэтому в объёмных насосах предусматривается ”зашита от дурака” то, есть параллельно насосу ставиться предохранительный клапан, который начинает работать, когда давление в напорной сети превышает заданное.

Характеристикой вентилятора называется зависимость давления создаваемого вентилятором от производительности p_в = f(L).

Полной характеристикой нагнетателя называется зависимость напора (давления), мощности на валу и КПД от производительности H_H = f(Q) (p_в = f(L)), N_вал = f(Q),  = f(Q). На Рисунок 1 .13 представлена полная характеристика динамического вентилятора, а на Рисунок 1 .14 характеристика объемного нагнетателя.

Рисунок 1.13 - Полная характеристика динамического нагнетателя

Рисунок 1.14 - Характеристика объемного нагнетателя

Оптимальным (номинальным) режимом работы называется режим работы при максимальном КПД. По значениям оптимального режима L_опт, p_опт рассчитываются коэффициент давления ψ, коэффициент производительности φ, коэффициент быстроходности нагнетателя n_s и др.

Областью оптимальным работ называется режим работы при котором КПД нагнетателя лежит в пределах 0,9 η_мах < η < η_мах. На Рисунок 1 .15 область оптимальных работ выделена штриховкой.

Рисунок 1.15 - Оптимальный режим и область оптимальных работ вентилятора

Характеристикой сети называется зависимость напора (давления) сети от производительности H_c = f(Q) (p_c = f(L)).

Характеристику сети рассчитывают по формуле:

(1.0)

H_b – гидродинамический напор на выходе из сети;

H_a – гидродинамический напор на входе в сеть;

h_a-b – потери напора в сети.

Обратите внимание, что определение характеристики сети и определение напора насоса расчетным способом совпадают.

Рабочей точкой называется точке пересечения характеристики нагнетателя и характеристики сети. При подборе нагнетателя для работы на сеть, рабочая точка должна лежать в области оптимальных работ. Рисунок 1 .16 рабочая точка (p_рт , L_рт) лежит в области оптимальных работ, поэтому по этим параметрам вентилятор подходит для работы на заданную сеть.

Рисунок 1.16 - Рабочая точка нагнетателя