АЛМАТИНСКИЙ ИНСТИТУТ ЭНЕРГЕТИКИ И СВЯЗИ

ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТЭС

НАСОСЫ И ВЕНТИЛЯТОРЫ

Кафедра тепловых энергетических установок

Конспект лекций

(для студентов всех форм обучения специальностей 220140 – Тепловые электрические станции и 110440 – Ядерные реакторы и энергетические установки и 050717 - Теплоэнергетика).

Алматы 2005

СОСТАВИТЕЛЬ: А.И. Соколов. Вспомогательное оборудование ТЭС. Насосы и вентиляторы. Конспект лекций (для студентов всех форм обучения специальностей 220140 – Тепловые электрические станции и 110440 – Ядерные реакторы и энергетические установки, 050717 - Теплоэнергетика). – Алматы: АИЭС, 2005. – 81 с.

В конспекте лекций рассматриваются насосы и вентиляторы тепловых и атомных электрических станций. Предварительно вводятся основные параметры, справедливые для всех типов нагнетателей. Затем даётся классификация нагнетателей, и кратко характеризуются особенности их конструкций. Подробно рассматривается основной тип нагнетателей, используемых на ТЭС и АЭС – центробежные и осевые насосы и вентиляторы. В заключение приведено несколько примеров конструкций конкретных марок насосов и вентиляторов. Приведенный материал сопровождается иллюстрациями.

Для более глубокого изучения предмета в конце дан список рекомендуемой литературы.

Ил. 48, табл. 1, библиогр. – 9 назв.

Рецензент: доцент кафедры "Тепловые энергетические установки", кандидат технических наук Тютебаева Галия Муафековна.

Печатается по плану издания Алматинского института энергетики и связи на 2004 г.

ã Алматинский институт энергетики и связи, 2005 г.

Лекция 1

Введение. Место насосов и вентиляторов в тепловой схеме и схеме газовоздушного тракта ТЭС. Характеристики нагнетателей.

Цель лекции: дать общие представления о нагнетателях – насосах и вентиляторах и основных параметрах, которые их характеризуют.

Введение

Современные тепловые электростанции представляют собой систему теплообменных аппаратов, в которых потоки воздуха, дымового газа, воды и пара непрерывно обмениваются теплом, турбины, преобразующей поток пара в механическую энергию, и парогенератора, в котором вырабатывается пар за счет сжигания ископаемого органического топлива. В атомных электростанциях источником тепла служит реактор, в котором нагрев воды или другого теплоносителя происходит за счет расщепления ядер атомов урана с выделением большого количества энергии. Парогенератор тепловой электростанции и атомный реактор тоже, по сути, представляют собой теплообменники, в которых в процессе теплообмена с одним из теплоносителей происходит химическое превращение (тепловая электростанция) или физическое превращение (атомная электростанция).

Кроме водяных и пароводяных теплообменников, входящих в основной контур тепловой схемы, существуют еще системы охлаждения подсистем турбины, через которые непрерывно прокачивается охлаждающее масло. Это масло в свою очередь охлаждается водой в соответствующем маслоохладителе. Для нормальной работы всей схемы должна осуществляться непрерывная циркуляция теплоносителей через все теплообменные аппараты и другие точки теплообмена. Такие потоки теплоносителей могут быть весьма существенными. Так, например, через реактор ВВЭР-1000 проходит вода четырьмя потоками по 20000 м³/час (5,6 м³/с) в каждом потоке. Расход пара турбиной К500-240 тепловой электростанции – 450 кг/с, следовательно, такое количество воды необходимо сжать до 35 МПа и подать в парогенератор. Все потоки воды в тепловой схеме турбинной установки осуществляются за счет работы насосов.

На принципиальной тепловой схеме турбины мощностью 300 МВт (рисунок 1) показаны только основные насосы. Подача основного конденсата через подогреватели высокого давления 8 в парогенератор осуществляется питательным турбонасосом 1 и резервным электронасосом 2. К питательным насосам предвключены бустерные насосы 3. Перекачка конденсата из конденсатора через систему подогревателей низкого давления осуществляется группой конденсатных насосов 4. Конденсат пара отборов турбины, образующийся в подогревателях низкого давления 9, перекачивается в трубопровод основного конденсата системой дренажных насосов 5. Техническая вода для охлаждения конденсатора подается циркуляционными насосами 6.

Для поддержания устойчивого горения в котле, в него непрерывно

должны подаваться топливо и воздух и непрерывно должны удаляться продукты сгорания. Жидкое топливо (мазут) подается с помощью топливных насосов, угольная пыль – с помощью вентиляторных установок. Воздух в котел подается вентиляторами. Удаление продуктов сгорания (дымового газа) из котла, транспортировка его по газовому тракту в дымовую трубу осуществляется дымососами. Вентиляторы и дымососы носят общее название тягодутьевых машин.

Место тягодутьевых машин в газовоздушном тракте показано на рисунке 2. В простейшей схеме (рисунок 2-а) воздух подается в котел 1 через воздухоподогреватель 2 вентилятором 6. Подогретый воздух разделяется на два потока: один поток поступает в качестве вторичного воздуха в горелку 5, а другой поток дросселируется заслонкой 8 и поступает на мельничный вентилятор 4, откуда вместе с угольной пылью подается в горелку 5 в качестве первичного воздуха. Дымовой газ проходит через воздухоподогреватель 2 и направляется в систему очистки газа 3. Дымовой газ транспортируется дымососом 7 и выбрасывается в трубу 10. Дымосос, установленный перед дымовой трубой, обеспечивает разрежение в котле и газоходе. Существуют схемы, в которых тягодутьевая машина устанавливается перед котлом. В этом случае котел и газовый тракт работают под давлением.

Более эффективной является схема, изображенная на рисунке 2-б. В этой схеме воздухоподогреватель разделен по воздуху на две части. Для каждой части установлен вентилятор того давления, которое необходимо для преодоления сопротивления воздушного тракта. В этой схеме отсутствует дросселирование первичного воздуха, следовательно, суммарная мощность вентиляторов 6 и 9 меньше мощности вентилятора 6 на рисунке 2-а.

1. Основные параметры нагнетателей

1.1 Подача.

Количество жидкости или газа, подаваемого в единицу времени, называется подачей. Различают подачу объемную (Q м³/с) и массовую (G кг/с). Объемная и массовая подачи связаны между собой соотношением

кг/с, (1)

где r - плотность жидкости или газа, кг/м³.

Для полной характеристики различают номинальную подачу Q_ном – подачу, указанную в техническом паспорте нагнетателя; оптимальную подачу Q_опт – подачу в режиме максимального к.п.д. нагнетателя; минимальную подачу Q_мин – минимально допустимую подачу нагнетателя по условиям эксплуатации; максимальную подачу Q_макс – максимально допустимую подачу нагнетателя по условиям эксплуатации. Подачу нагнетателя можно рассчитать, измерив разность давления на различных сужающих устройствах, установленных в трубопроводе после нагнетателя: диафрагме, сопле Вентури, трубе Вентури. В общем виде расход вычисляется по формуле

м³/с, (2)

где с – коэффициент, характеризующий сужающее устройство;

Dh – перепад давления на сужающем устройстве, который показывает дифференциальный манометр.

Подача нагнетателя определяется его размером, скоростью движения работающего органа, мощностью двигателя и свойствами сети, в которую включен нагнетатель.

1.2 Напор или давление.

Напор нагнетателя представляет собой понятие энергетическое. Следовательно, работа, совершаемая рабочим органом нагнетателя, расходуется на изменение кинетической и потенциальной энергии потока перед и после нагнетателя, на преодоление поверхностных сил сопротивления (трение о стенки трубопровода, газохода) и работу сил давления. Работа, совершаемая рабочим органом нагнетателя, равна

Дж, (3)

где Н_Т – работа рабочего органа, осуществляемая над единицей веса

жидкости, м;

gQt – количество жидкости, прошедшее через нагнетатель за время

t, кг.

Эта работа затрачивается на работу по преодолению сил давления

Дж, (4)

на работу сил трения

Дж, (5)

на изменение кинетической энергии потока жидкости в нагнетателе (между входом и выходом)

Дж, (6)

на изменение потенциальной энергии жидкости, прошедшей через нагнетатель

Дж, (7)

где w - площадь поперечного сечения потока, м₂;

с – скорость движения потока, м/с;

(р₁ – р₂) – разность давления на входе и выходе нагнетателя, н/м²;

Q – объемный расход жидкости через нагнетатель, м³/с;

g – удельный вес жидкости, н/м³;

h_W – работа, совершаемая силами трения в потоке, отнесенная к

единице веса перемещаемой жидкости (потери напора), м;

m – масса перемещаемой жидкости, кг;

r – плотность жидкости, кг/м³;

z₁, z₂ – возвышение сечений 1 и 2 потока над плоскостью сравнения,

м.

Тогда закон сохранения энергии для потока жидкости через нагнетатель запишется в виде

(8)

Обозначая разность Н_Т – h_w = H, выражение (8) можно переписать в виде

м. (9)

Н называется напором насоса и представляет собой энергию, сообщенную единице веса жидкости, прошедшей через насос.

Для вентилятора или дымососа работу, совершаемую рабочим органом, обычно относят к объему газа, прошедшего через нагнетатель. Тогда

Так как для газообразных сред g×z – величина значительно меньше остальных членов уравнения (g×Н определяется в единицах давления), то последнее уравнение можно переписать в виде

н/м². (10)

Давление вентилятора представляет собой энергию, сообщенную единице объема газа, прошедшего через вентилятор.

1.3 Мощность.

Мощность определяется работой в единицу времени и имеет размерность Дж/с = Вт. Исходя из этого, полезную мощность потока жидкости, выходящей из насоса, можно представить следующим образом

Вт, (11)

а полезную мощность потока газа, выходящего из вентилятора –

Вт.

(12)

Мощность нагнетателя – мощность, подводимая на вал нагнетателя от двигателя. Очевидно, что N > N_n из-за потерь мощности в самом нагнетателе.

Отношение

(13)

называется коэффициентом полезного действия нагнетателя. Отсюда

Вт.

(14)

Коэффициент полезного действия нагнетателя представляет собой произведение трех коэффициентов, характеризующих отдельные виды потерь в нагнетателе

где h_г – гидравличенский к.п.д. нагнетателя – отношение полезной мощности к сумме полезной мощности и мощности, затрачиваемой на преодоление гидравлических сопротивлений в нагнетателе

;

h_об – объемный к.п.д. насоса – отношение полезной мощности к сумме полезной мощности и мощности, теряемой вследствие внутренних перетечек через зазоры и кольцевые уплотнения

;

h_мех – механический к.п.д., характеризующий потери энергии от механического трения в подшипниках и уплотнениях нагнетателя

Обычно мощность характеризуется следующими значениями. N_ном – номинальная (паспортная) мощность – мощность в номинальном режиме Q_ном; N_опт –мощность, развиваемая нагнетателем при максимальном кпд; N₀ – мощность при нулевой подаче Q₀ = 0. Энергетическая эффективность оценивается кпд установки

(15)

где N_эл – мощность на клеммах электродвигателя, Вт.

1.4 Антикавитационный запас

В насосах, перекачивающих жидкость, может возникать кавитация. Кавитация – это образование в жидкости полостей, заполненных газом, паром или их смесью. Кавитационные пузырьки образуются в тех местах, где давление в жидкости становится ниже давления насыщенного пара этой жидкости. Вероятность образования кавитационных пузырьков за счет разрыва жидкости становится заметной при наличии растягивающих усилий. Прочность жидкости на разрыв зависит от многих причин, в том числе от наличия в реальных жидкостях так называемых кавитационных зародышей: микроскопических газовых пузырьков, твердых частиц с трещинами, заполненными газом. Такие пузырьки, попадая в область пониженного давления р < р_кр, сильно расширяются в результате того, что давление содержащегося в них пара и газа оказывается больше, чем суммарное действие поверхностного натяжения и давления в жидкости. В результате на участке жидкости с пониженным давлением создается четко ограниченная кавитационная зона, заполненная движущимися пузырьками. После перехода пузырька в зону повышенного давления рост пузырька прекращается, и он начинает сокращаться. Сокращение кавитационного пузырька происходит с большой скоростью и сопровождается гидравлическим ударом, тем более сильным, чем меньше газа содержит пузырек. Если одновременно возникает и захлопывается множество пузырьков, то явление кавитации сопровождается сильным шумом. Если кавитационная каверна захлопывается вблизи обтекаемого тела, то многократно повторяющиеся удары приводят к разрушению поверхности обтекаемого тела – так называемой кавитационной эрозии. Мощность удара при захлопывании кавитационного пузырька настолько велика, что может сопровождаться такими физико-химическими явлениями, как искрообразование и люминесценция. Кавитационной эрозии наиболее часто подвергаются лопатки гидротурбин, насосов, гребных валов кораблей. При работе лопасть насоса или винта совершает собственные колебательные движения на основной и кратных гармониках. При движении поверхности лопасти от жидкости в месте контакта возникает сильное разрежение с образованием множества кавитационных пузырьков. При обратном движении поверхности лопасти давление резко увеличивается и кавитационные пузырьки захлопываются, разрушая поверхность лопасти.

Существует безразмерный параметр, по величине которого можно судить о возможности возникновения кавитации в данной точке потока

(16)

где р – гидростатическое давление набегающего потока, Па;

р_н – давление насыщенного пара, Па;

r - плотность жидкости, кг/м³;

v_¥ - скорость жидкости на достаточном удалении от тела, м/с.

Эффективным средством для борьбы с кавитацией является повышение давления в потоке. Примером этого может служить установка бустерных насосов на всасывающей стороне питательного насоса. Необходимый избыток давления определяется давлением насыщенного пара при температуре жидкости, перекачиваемой насосом, носит название кавитационного запаса и определяется зависимостью

(17)

где Р_п – давление насыщенного пара, Па.

1.5 Высота всасывания насоса

Высота всасывания определяется внешним давлением, действующим на свободную поверхность перекачиваемой жидкости. Если свободная поверхность жидкости находится в открытом пространстве, то высота всасывания определяется атмосферным давлением.

Если жидкость поднимать с помощью поршня, медленно двигающегося в трубе, один конец которой опущен в воду, то жидкость должна двигаться за поршнем до тех пор, пока вес столба жидкости не уравновесится атмосферным давлением. При атмосферном давлении В, Па, высота столба воды должна быть

, м.

При нормальных условиях высота Н равняется примерно десяти метрам. Однако на самом деле высота столба воды будет меньше на величину, которая определяется давлением насыщенного пара воды при данной температуре. Чем выше температура воды, тем выше давление насыщенного пара, тем ниже высота подъема жидкости.

На практике, в отличие от медленно поднимающегося поршня, подъем и перекачка жидкости происходит довольно быстро, и поэтому на высоту подъема будет влиять характеристика всасывающего трубопровода – потери на трение и потери на местных сопротивлениях. К этим потерям добавляются потери на увеличение кинетической энергии жидкости. Для защиты лопастей и стенок насоса от кавитационного разрушения необходимо еще ввести антикавитационный запас. Минимальный антикавитационный запас зависит от частоты вращения ротора п, объемной производительности насоса Q, стойкости насоса к кавитационным явлениям с, которая определяется материалом и профилем лопастей, формой проточной части. Коэффициент с обычно лежит в пределах 500¸1500.

(18)

Таким образом, допустимая высота всасывания равна разности внешнего давления, действующего на поверхность жидкости (для открытых поверхностей – атмосферное давление), и суммы давления насыщенного пара жидкости при данной температуре, сопротивления трубопровода между емкостью с перекачиваемой жидкостью и входом в насос, которое складывается из сопротивления трения и местных сопротивлений, кинетической энергии жидкости на входе в насос и антикавитационного запаса для данного насоса

(19)

где р₀ – давление над свободной поверхностью жидкости, Па;

р_п – давление насыщенных паров жидкости при данной

температуре, Па;

– потери давления на трение в подводящем

трубопроводе, м;

– потери давления на местных сопротивлениях в

подводящем трубопроводе;

– потери, связанные с ускорением потока от нулевой скорости

жидкости в резервуаре до скорости с₁ на входе в насос, м;

DН_к_min – антикавитационный запас, м;

l_т – длина всасывающей трубы, м;

d_вн – внутренний диаметр всасывающей трубы, м.

1.6 Быстроходность насоса

В зависимости от соотношения расхода, напора и скорости вращения ротора изменяется форма проточной части нагнетателя, в основном рабочего колеса. Для характеристики формы рабочего колеса в соответствии с заданными параметрами вводится критерий – коэффициент быстроходности нагнетателя.

Для насосов коэффициент быстроходности определяется формулой

1/мин.

(20)

Физический смысл этого критерия заключается в том, что n_s – частота вращения эталонного (геометрически подобного данному) насоса, создающего напор 1 м при полезной мощности 0,736 кВт. Коэффициент быстроходности определяется при максимальном к.п.д. Для многоступенчатого насоса n_s определяется по параметрам ступени, для многопоточных – по параметрам для одной стороны рабочего колеса. В общем виде п_s задается формулой

1/мин,

(21)

где i – количество последовательных ступеней рабочих колес;

j – количество потоков жидкости, соединенных параллельно;

Q – подача, м³/с;

H – напор, м;

п – частота вращения ротора, 1/мин.

Для вентиляторов коэффициент быстроходности определяется как число оборотов вентилятора данного типа, который в режиме максимального кпд подает 1 м³/с газа, создавая условное давление 294,2 Па. Тогда

(22)

где Н – напор, приведенный к r = 1,2 кг/м³.

Различные нагнетатели имеют следующие значения коэффициента быстроходности:

- ротационные и поршневые £ 40;

- вихревые 10-25;

- центробежные 40-300;

- диагональные 300-600;

- осевые 600-1200.

При помощи коэффициента быстроходности, вычисленного по (20), (21) и (22), можно выбрать тип нагнетателя для работы с заданными Q, H и п.

Лекция 2

Классификация нагнетателей

Цель лекции: дать понятия о конструктивных особенностях различных типов насосов и вентиляторов, познакомить с основными параметрами

2. Классификация нагнетателей

По конструкции и принципу действия нагнетатели можно разделить на объемные и динамические.

2.1 Объемные нагнетатели

В насосах объемного типа определенный объем перекачиваемой жидкости отсекается и перемещается от входного патрубка насоса к напорному, при этом жидкости сообщается дополнительная энергия в виде давления. Насосы объемного типа подразделяются на две подгруппы: возвратно-поступательного действия (поршневые, диафрагменные) и роторные.

В возвратно-поступательных насосах перемещение жидкости достигается за счет осевого перемещения поршня или диафрагмы в цилиндре насоса. Схема простейшего поршневого насоса показана на рисунке 3.

Цилиндр 1 сопряжен с клапанной коробкой 2, в гнездах которой расположены всасывающий и нагнетательный клапаны 3 и 4. Поршень 5, движущийся в цилиндре возвратно-поступательно, производит попеременно всасывание из трубы 6 и нагнетание в трубу 7. Привод поршня осуществляется от двигателя через кривошипно-шатунный механизм.

На рисунке 4 показан поршневой насос двустороннего действия. При движении поршня происходит всасывание жидкости в одной клапанной коробке и выталкивание её в другой. При изменении направления движения поршня меняется действие клапанов в коробках. Таким образом, нагнетание происходит как при прямом движении поршня, так и при обратном.

Подача поршневого насоса одностороннего действия, приводимого в действие от двигателя кривошипно-шатунным механизмом, равна

м³/с, (23)

где D – внутренний диаметр цилиндра, м²;

S – ход поршня, м;

п – число двойных ходов поршня, 1/с;

h_о – объемный кпд насоса.

Подача насоса двустороннего действия равна

м³/с, (24)

где d – диаметр штока поршня, м.

Обычно к.п.д. поршневых насосов равен h_о = 0,7¸0,97.

Насосы возвратно-поступательного действия обладают существенным недостатком – неравномерностью подачи, обусловленной периодичностью движения поршня.

В роторных насосах один или несколько вращающихся роторов образует в корпусе насоса полости, которые захватывают перекачиваемую жидкость и перемещают ее от входного патрубка насоса к напорному. Роторные насосы обеспечивают более равномерную подачу, в них отсутствует отсекающая клапанная система. Роторные насосы делятся на следующие подгруппы: шестеренчатые, пластинчатые, винтовые.

Схема зубчатого шестеренчатого насоса показана на рисунке 5-а. Сцепленные зубчатые колеса 1 и 2 помещены с малым зазором в корпусе 3. Ось ведущего колеса 1 выходит из корпуса через уплотняющий сальник и соединяется с двигателем. При вращении колес жидкость поступает из полости всасывания 4 во впадины между зубьями и корпусом и перемещается в напорную полость 5. Здесь при сцеплении происходит выдавливание жидкости из впадин.

Подача шестеренчатого насоса, состоящего из двух одинаковых колес, определяется по формуле

м³/с, (25)

где f – площадь поперечного сечения впадины между зубьями, м²;

l – длина зуба колеса, м;

z – количество зубьев на колесе;

n – частота вращения, 1/с;

h_о – объемный кпд насоса.

Если зубчатые колеса разного диаметра, то

м³/с. (26)

Если передаточное число зубчатой пары e, а диаметры начальных окружностей D₁ и D₂, то (26) преобразуется к следующему виду

м³/с. (27)

В общем, подача шестеренчатого насоса определяется его геометрическими размерами и частотой вращения вала.

Разновидностью шестеренчатого насоса является насос восьмерочного типа, показанный на рисунке 5-б.

Шестеренчатые насосы дают достаточно большой напор при малой подаче и не зависят от противодавления в сети. Их можно подключать к высокоскоростным двигателям, они допускают реверс (обратное вращение). Недостатком является быстрый износ рабочих органов.

Простейшая схема пластинчатого (шиберного) насоса дана на рисунке 6-а. В цилиндрическом корпусе 1 эксцентрично расположен массивный ротор 2 с радиальными продольными пазами, где свободно размещены пластины. При вращении ротора пластины под действием центробежных сил выходят из пазов, прижимаются к внутренней поверхности корпуса, захватывают на стороне всасывания жидкость и перемещают ее к нагнетательному трубопроводу. В такой конструкции подвод жидкости к насосу внешний. Другая схема пластинчатого насоса показана на рисунке 6-б. В этой схеме подвод жидкости к насосу внутренний. Насос состоит из корпуса 1, в котором вращается массивный ротор 2 с эксцентриситетом е. В продольных пазах ротора расположены рабочие пластины 3. Всасывание и подача происходит через осевое отверстие в роторе, которое разделено неподвижной, плотно поставленной перегородкой 6 на полости всасывания и подачи. При вращении ротора объем А между пластинами увеличивается. Благодаря этому происходит всасывание по радиальным каналам из полости 4, соединенной со всасывающим трубопроводом. При прохождении объемов А по дуге ва происходит их уменьшение, и жидкость подается в полость 5, соединенную с напорным трубопроводом.

Пластинчатые насосы обладают высокой равномерностью подачи, возможностью непосредственного соединения с двигателем, отсутствием клапанов, реверсивностью. Подача этих насосов не зависит от противодавления сети.

Средняя производительность простейшего насоса пластинчатого типа выражается формулой

м³/с, (28)

где f – максимальная площадь между пластинами при прохождении

пластин при максимально выдвинутом положении, м²;

l – длина пластин, м;

z – количество пластин;

n – число оборотов ротора, 1/с;

h_о – объемный к.п.д. насоса.

К недостаткам насосов пластинчатого типа относится повышенная чувствительность к наличию в жидкости механических примесей, быстрый износ кромок пластин и довольно низкий к.п.д. – около 50 % – из-за перетекания жидкости через зазоры между кромками пластин и стенкой корпуса.

В винтовых насосах (рисунок 7) в корпусе расположен винт 1 червячного типа с глубокой прямоугольной нарезкой, который соединен

через муфту с двигателем. Чтобы жидкость не вращалась вместе с винтом, к нему примыкают два замыкающих винта 2, витки которых плотно входят в межвитковые каналы центрального винта 1. При вращении центрально винта перекачиваемая жидкость поднимается в межвитковых каналах из полости всасывания 4 в полость нагнетания 5. При работе такой системы винты за счет трения интенсивно нагреваются и для отвода тепла предусмотрена полость охлаждения 3.

2.2 Динамические нагнетатели

В нагнетателях динамического типа приращение энергии происходит в результате взаимодействия потока жидкости или газа с вращающимся рабочим органом. Динамические нагнетатели подразделяются на три основные группы: лопастные, вихревые и дисковые.

В лопастных нагнетателях перемещаемая среда получает приращение энергии за счет взаимодействия с вращающейся решеткой лопастей рабочего колеса. В рабочем колесе происходит приращение потенциальной и кинетической энергии потока.

В вихревых нагнетателях (в основном вентиляторы) приращение энергии перекачиваемой среды происходит за счет турбулентного обмена энергией основного потока в канале насоса и вторичного потока в рабочем колесе.

Схема вихревого нагнетателя показана на рисунке 8. Нагнетатель имеет рабочее колесо с небольшим числом лопаток, прикрепленных к заднему диску. Рабочее колесо размещено в нише, в задней стенке спирального кожуха. При вращении колеса возникает вихревое течение, в центральной и периферийной части которого образуется перепад давления, который заставляет перетекать газ от центра к периферии. Основная часть потока проходит через нагнетатель, минуя рабочее колесо. К.п.д. нагнетателя не выше 60 %.

Дисковый вентилятор (рисунок 9) относится к нагнетателям трения. Рабочее колесо представляет собой пакет дисков, расположенных с небольшим зазором перпендикулярно оси вращения колеса. Передача энергии от колеса потоку жидкости происходит в результате сил трения в пограничном слое, образующемся на дисках. Отсутствие срывных вихревых зон способствует устойчивой работе дисковых машин с малым шумом. К.п.д. таких нагнетателей не превышает 40-45 %.

2.3 Лопастные нагнетатели

Лопастные нагнетатели делятся на два основных типа – центробежные и осевые.

В центробежных нагнетателях перемещаемая среда, двигаясь в осевом направлении через всасывающий коллектор, попадает на вращающееся рабочее колесо, снабженное лопатками, изменяет направление своего движения к периферии колеса, закручивается в направлении вращения, поступает в спиральный кожух и затем через отверстие выходит из нагнетателя. Рабочее колесо сидит на валу и приводится во вращение приводом. Вал вращается в подшипниках, укрепленных на станине или непосредственно на кожухе. Такие нагнетатели позволяют использовать в качестве привода высокоскоростные электродвигатели, имеют к.п.д. более 80 %, равномерную подачу и простоту её регулирования. Схема центробежного вентилятора приведена на рисунке 10, а на рисунке 11 дана схема центробежного насоса.

----------------------

В осевом нагнетателе поток движется в направлении оси вращения и на выходе из рабочего колеса закручивается.

Схема осевого вентилятора показана на рисунке 12. Поток через коллектор 1 поступает во входной направляющий аппарат 2, затем на рабочее колесо 3 и в выходной направляющий аппарат 4. Колесо сидит на валу, вращающемся в подшипниках, укрепленных на стойках. Колесо и направляющие аппараты заключены в кожух 5. Втулка рабочего колеса имеет обтекатель 6. Рабочее колесо служит для передачи энергии с вала потоку перемещаемой среды. Направляющий аппарат состоит из венца неподвижных лопаток, расположенных перед входом в рабочее колесо. Выходной направляющий аппарат служит для безударного принятия потока, сходящего с лопастей рабочего колеса, и придания потоку осевого направления. Раскручивание потока приводит к повышению к.п.д. нагнетателя.

Передний обтекатель обеспечивает постепенное нарастание скорости потока до величины на входе в направляющий аппарат первой ступени при минимальных потерях энергии. Неподвижный обтекатель за выходным направляющим аппаратом уменьшает потери потока при постепенном уменьшении скорости.

Аналогичную конструкцию имеет осевой насос. Обычно осевые насосы выполняются с вертикально расположенным валом. Схема осевого насоса показана на рисунке 13.

Жидкость через входной коллектор 1 попадает в рабочее колесо 2, которое представляет собой вращающуюся втулку с укрепленными на ней профильными лопастями. В зоне рабочего колеса частицы жидкости движутся приблизительно по цилиндрическим поверхностям. Вследствие этого окружная скорость на входе и выходе лопасти остается постоянной. Увеличение энергии потока происходит за счет силы реакции от подъемной силы профиля, действующей на жидкость при вращении решетки лопастей.

Жидкость, получившая значительный момент скорости, попадает в выходной направляющий аппарат 3, который представляет решетку неподвижных профильных лопаток. В направляющем аппарате вследствие уменьшения момента скорости происходит преобразование кинетической энергии в энергию давления. За направляющим аппаратом жидкость по отводящему колену движется в напорный трубопровод. Вал насоса в месте выхода из корпуса уплотняется сальником 4 с мягкой набивкой.

Лекция 3

Центробежные насосы и вентиляторы. Конструкции центробежных нагнетателей

Цель лекции: показать конструктивные схемы центробежных нагнетателей – одноступенчатых, многоступенчатых, многопоточных.

3 Центробежные насосы и вентиляторы

3.1 Конструкции центробежного насоса

Главной частью центробежного нагнетателя является рабочее колесо с профилированными лопатками, посредством которого осуществляется передача энергии потоку от вала. Конструктивно рабочее колесо (рисунок 14) состоит из нескольких профилированных лопаток 3, расположенных между двумя фасонными дисками 1 и 2. Основной диск 1 с помощью ступицы жестко насажен на вал (рисунок 18). Ось вала 0-0. Жидкость поступает в рабочее колесо в осевом направлении в полость 5, образованную ступицей и фасонным диском 2, затем в межлопаточное пространство, где она получает прирост энергии. Из межлопаточного пространства жидкость выбрасывается в канал 6 (рисунок 18), окружающий колесо.

Конструкция колеса центробежного насоса зависит от коэффициента быстроходности n_s. При увеличении коэффициента быстроходности увеличивается относительная ширина лопасти и уменьшается относительный наружный диаметр колеса. На рисунке 15 показано изменение типа колеса в зависимости от коэффициента быстроходности: 1 – тихоходное колесо, n_s = 40¸80; 2 – нормальное колесо, n_s = 80¸150; 3 – быстроходное колесо, n_s = 150¸300. Эти колеса относятся к радиальному типу. 4 – диагональное колесо, n_s = 300¸600.

Число лопаток в колесе считается оптимальным, если среднее расстояние между ними примерно равно половине их длины.

Для увеличения напора центробежные насосы делают многоступенчатыми. Такой насос представляет собой ряд одноступенчатых насосов, рабочие колеса которых сидят на общем валу и включены последовательно (рисунок 16).

В этом случае напор, создаваемый каждым колесом, складывается и полный напор нагнетателя равен сумме напоров отдельных ступеней. Конструкция многоступенчатого центробежного питательного насоса показана на рисунке 36. Поток жидкости поступает через входную камеру 10 в рабочее колесо 11 первой ступени, затем выбрасывается в направляющий аппарат 12 этой ступени. Обогнув диафрагму, отделяющую первую ступень от второй, жидкость проходит через обратный направляющий аппарат и поступает в рабочее колесо второй ступени. Из второй ступени поток направляется в третий и т.д. Обратный направляющий аппарат необходим для погашения тангенциальной составляющей скорости, которую поток приобретает, проходя через рабочее колесо.

В современных насосах число ступеней может достигать тридцати, а соответствующий напор, развиваемый насосом – 4000 м вод. ст.

В тех случаях, когда при заданном напоре насос должен обеспечивать высокую подачу при ограниченных размерах проточной части, применяют параллельное соединение рабочих колес. На рисунке 17-а показана схема четырехпоточного центробежного насоса. Возможны конструкции центробежных насосов, в которых сочетается последовательное и параллельное соединение рабочих колес. Такие насосы состоят из двух или четырех групп ступеней давления. В каждой группе ступени включены последовательно для повышения напора, а группы ступеней включены параллельно. На рисунке 17-б представлена схема трехступенчатого двухпоточного нагнетателя.

Лекция 4

Центробежные насосы и вентиляторы. Теоретические обоснования работы центробежных нагнетателей

Цель лекции: вывести теоретические зависимости основных характеристик центробежных нагнетателей, показать зависимость этих характеристик от геометрии рабочего колеса.

3.2 Напор центробежного нагнетателя

Энергия, передаваемая потоку рабочим колесом, определяется значениями абсолютной с, относительной w и окружной u скоростями на входе и выходе из межлопаточного пространства. Профиль межлопаточного канала, положение лопаток и векторов скоростей на входе и выходе из межлопаточного канала показаны на рисунке 18.

Абсолютная скорость с – это скорость движения потока относительно неподвижного корпуса нагнетателя. Относительная скорость w – это скорость движения потока относительно вращающегося рабочего колеса. Вектор относительной скорости направлен по касательной к лопатке вдоль линии тока. Вектор окружной скорости u направлен к данной точке рабочего колеса в сторону его вращения. Его величина равна

где w₀ – угловая скорость колеса.

Абсолютная скорость равна векторной сумме относительной w и окружной u скоростей.

Характерными элементами рабочего колеса являются углы между вектором абсолютной и окружной скоростью a и угол, образованный вектором относительной скорости и обратным направлением вектора окружной скорости b.

При выводе формулы теоретического напора предполагается, что все траектории жидких частиц в рабочем колесе на входе и выходе с лопаток одинаковы. Такое движение возможно лишь в том случае, когда рабочее колесо нагнетателя имеет бесконечное число лопаток, расстояние между которыми мало.

Так как момент количества движения жидкой частицы равен произведению массы этой частицы на расстояние до оси вращения и на касательную составляющую абсолютной скорости, то импульс внешнего момента, действующего на массу жидкости, проходящей через колесо, равен изменению момента количества движения этой массы.

(29)

Мощность, передаваемая потоку в межлопаточных каналах, равна произведению угловой скорости на изменение количества движения.

(30)

Если ввести циркуляцию скорости , то выражения (29) и (30) можно написать в виде

(31)

где Г₁ и Г₂ – циркуляция скорости на входе в рабочее колесо и на

выходе.

Так как произведение угловой скорости на радиус равно окружной скорости, то (30) можно переписать в виде

(32)

Если теоретическую мощность насоса выразить через теоретическую удельную энергию

то из (32) получится выражение для удельной теоретической энергии

(33)

Удельная работа и напор связаны зависимостью

Тогда из (33) следует, что

(34)

Рассматривая параллелограммы скоростей на рисунке (18), можно написать

Подставляя и₁с_1и и и₂с_2и из этих выражений в (34), получаем

(35)

Первый член в правой части представляет собой напор, обусловленный работой центробежной силы жидкости. Второй и третий члены выражают прирост напора за счет преобразования кинетических энергий относительного и абсолютного движений.

Так как с₁ и с₂ – абсолютные скорости на входе и выходе межлопаточных каналов, то

(36)

– скоростной напор, создаваемый лопастями рабочего колеса. Тогда теоретический статический напор

(37)

В большинстве случаев у нагнетателей отсутствует входная направляющая решетка и закручивания потока за счет решетки не происходит. В этом случае с_1и = 0 и из рассмотрения параллелограмма скоростей на рисунке 14 видно, что

В этом случае равенство для теоретического напора и его составляющих запишется в виде

(38)

Основные уравнения центробежных машин (29), (32) и (34) примут вид

(39)

Действительный напор, создаваемый колесом, меньше теоретического при бесконечном количестве лопастей, так как часть энергии, получаемой жидкостью в рабочем колесе, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений в проточной части машины. Эти потери учитываются гидравлическим к.п.д. h_г. Кроме того, при конечном количестве лопастей действительная картина течения в межлопаточном пространстве отличается от предполагаемого струйного течения при бесконечном количестве лопастей. Это учитывается введением поправочного коэффициента m на конечное количество лопастей.

(40)

Гидравлический к.п.д. h_г современных центробежных нагнетателей лежит в пределах h_г = 0,80-0,96. Поправочный коэффициент m для ориентировочных расчетов можно принять m » 0,8.

Уравнение энергии потока жидкости в рабочем колесе центробежного нагнетателя можно написать, используя закон сохранения энергии.

(41)

В этом уравнении предполагается, что перемещаемая среда имеет переменную плотность. Подставляя L_T из уравнения Эйлера (33), получаем

(42)

где с_р – теплоёмкость газа при постоянном давлении, Дж/(кг×град);

с₁, с₂ – абсолютная скорость газа на входе и выходе межлопастных

каналов, м/с;

q – количество тепла, переходящее в окружающую среду,

отнесенную к 1 килограмму газа, Дж/кг.

Это уравнение показывает, что механическая энергия рабочих лопаток расходуется на изменение состояния газа, приращения его кинетической энергии и нагрев окружающей среды.

Если жидкость практически несжимаема, что справедливо для насоса или вентилятора, то термодинамическое состояние потока не изменяется, температура остаётся постоянной и энергетический баланс потока можно записать в виде

(43)

где h – потери напора в межлопаточных каналах.

Подставляя L_T из (33), получаем

(44)

Энергия, сообщаемая потоку несжимаемой жидкости, повышает давление в потоке, увеличивает его кинетическую энергию и расходуется на преодоление сопротивления межлопаточных каналов.

3.3 Влияние угла b₂ рабочих лопастей на создаваемый напор

Угол b₂ существенно влияет на величину напора, подачу и потребляемую энергию.

Рассматривая нагнетатель с радиальным входом потока, то есть без входной направляющей решетки, возьмем выражение для Н_Т из (39) и подставим в него значение , очевидное из параллелограмма скоростей на рисунке 18. Получим зависимость теоретического напора от угла b₂.

(45)

График этой зависимости показан на рисунке 19, из которого видно, что теоретический напор может изменяться от – ¥ при b₂ = 0 до +¥ при b₂ = 180⁰. При b₂ = 90⁰ теоретический напор равен . На рисунке 19 ветвь кривой Н_Т = f(b₂) ограничена областью положительных значений Н_Т.

-----------------------

В соответствии с зависимостью напора от угла b₂ рабочее колесо центробежных машин различного назначения отличается по конструкции лопаток. Из рисунка 21 видно, что лопастной угол b₂ определяет тип лопасти: b₂ < 90⁰ – лопасть отогнута назад (а); b₂ = 90⁰ – лопасть радиальна (б); b₂ > 90⁰ – лопасть отогнута вперед. При этом угол b₁ всегда меньше 90⁰.

Направление выхода струи, определенное углом b₂ загиба лопаток, влияет на соотношение скоростей и статической составляющей напора. При радиальном входе потока в рабочее колесо нагнетателя с₁ = с₁_r = c₂_r и скоростной напор из (38) запишется следующим образом

(46)

Из параллелограмма скоростей рисунка 18

(47)

Подставляя значение в (46), получим

(48)

Статический напор определяется как разность между полным и скоростным напором

Подставляя сюда с₂_u из (47) и преобразуя, получим

(49)

По уравнениям (45), (48) и (49) построены графики на рисунке 20. Уменьшение угла b₂ приводит к снижению величины полного напора, создаваемого рабочим колесом центробежной машины. Кривая статического напора имеет максимум при ctgb₂ = 0 (b₂ = 90⁰) и уходит в 0 при значениях угла

и .

Наибольший скоростной напор получается, если лопасти отогнуты вперед под углом , и становится равным нулю при .

Таким образом, лопасти, отогнутые вперед передают потоку наибольшее количество энергии по сравнению с лопастями других форм. Но в общем количестве энергии, передаваемой такими лопастями, преобладает кинетическая энергия. Напротив, в полной энергии, предаваемой лопастями, отогнутыми назад, преобладает энергия потенциальная (статический напор).

Способность рабочих лопастей создавать статический напор обычно характеризуют степенью реактивности рабочего колеса. Степень реактивности r равна отношению теоретического статического напора к полному теоретическому напору, создаваемому лопастями рабочего колеса машины

(50)

Пользуясь уравнениями (45) и (49) и делая соответствующие преобразования, можно получить

(51)

Для лопастей, предельно отогнутых вперед, при

Для радиальных лопастей ctg(b₂) = 0, поэтому r = ½.

Для лопастей, предельно отогнутых назад, при

Таким образом, степень реактивности характеризует конструктивный тип лопастей нагнетателя со стороны создаваемого ими статического напора.

Лопасти с малой степенью реактивности имеют высокие выходные скорости. При уменьшении угла b₂ полный теоретический напор в форме скоростного напора уменьшается, одновременно растет степень реактивности и повышается статический напор. Дальнейшее уменьшение угла b₂ связано с падением полного теоретического напора до нуля при одновременном росте степени реактивности до единицы. Это связано с повышением величины статического напора.

Центробежные вентиляторы имеют все три типа лопастей. Центробежные компрессоры обычно имеют лопасти, отогнутые назад. В

центробежных насосах применяются в основном только лопасти отогнутые назад.

Лекция 5

Центробежные насосы и вентиляторы. Характеристики центробежных нагнетателей

Цель лекции: показать графическую зависимость напора, мощности и к.п.д. нагнетателя от подачи, построить характеристику сети, показать положение рабочей точки системы нагнетатель-сеть

3.4 Характеристики лопастных нагнетателей

Характеристикой динамического нагнетателя называется графическая зависимость основных технических показателей – напора, мощности, к.п.д. от подачи при постоянной скорости вращения рабочего колеса.

Теоретическую напорную характеристику можно вывести следующим образом. При отсутствии входной направляющей решетки (входной поток не закручивается) с_1и = 0, a₁ = 90⁰ уравнение Эйлера (34) принимает вид

(52)

Из параллелограмма скоростей (рисунок 18)

(53)

Во входном сечении рабочего колеса согласно уравнению неразрывности расход можно записать следующим образом

откуда радиальная скорость

(54)

Подставляя это значение скорости в (53), а затем полученное выражение для скорости с_2и – в уравнение Эйлера (52), получим выражение для теоретического напора

Окружную скорость и₂ можно выразить через число оборотов рабочего колеса и его диаметр u₂ = pD₂n, где п – число оборотов рабочего колеса в секунду, 1/с. Подставляя и₂ в выражение для Н_Т, получим окончательно

(55)

Для центробежного насоса с заданными геометрическими параметрами и постоянной скоростью вращения первый член в правой части равенства (55) и выражение перед Q постоянны. Таким образом, уравнение (55) является линейной зависимостью напора от расхода. В зависимости от угла наклона лопаток на выходе b₂ могут рассматриваться три случая (рисунок 22). Если лопатка на выходе из рабочего колеса отогнута вперед b₂ > 90⁰, то с увеличением расхода напор будет линейно возрастать. Если лопатка отогнута назад, b₂ < 90⁰, то с увеличением расхода напор линейно уменьшается. При b = 90⁰ величина расхода не влияет на напор. При полностью закрытой регулирующей задвижке (Q = 0) напор определяется первым членом в правой части равенства (55) и зависит только от диаметра колеса и скорости его вращения.

Теоретическая зависимость мощности от расхода находится из (55):

(56)

При увеличении расхода теоретическая мощность непрерывно возрастает.

Действительные характеристики отличаются от приведенных теоретических характеристик за счёт потерь напора в проточной части нагнетателя. При изменении расхода потери напора меняются вследствие изменения сопротивления проточной части, пропорционального квадрату средней скорости потока и по причине изменения направления скорости на входе в межлопаточные канала. В результате характеристика действительного напора располагается ниже характеристики теоретического напора, при этом она может иметь две типичные формы в зависимости от угла b₂ и конструкции проходной части нагнетателя.

При угле b₂ > 40⁰ характеристика обычно имеет максимум и разделяется на ниспадающую и восходящую ветви. Наличие двух ветвей приводит к неоднозначности напорной характеристики H = f(Q) в верхней части (рисунок 23-а). Если угол b₂ < 40⁰, то характеристика имеет только одну ниспадающую ветвь (рисунок 23-б), что обуславливает её однозначность.

Действительная характеристика мощности может быть получена из теоретической характеристики путем вычитания потерь для каждой данной подачи. Характер зависимости сохраняется: действительная мощность возрастает с увеличением подачи.

По характеристикам действительного напора и действительной мощности строится к.п.д. центробежного нагнетателя (рисунок 24)

(57)

К.п.д. равен нулю при Q = 0 или H = 0, достигая максимума при определенном значении Q₀. При максимальном кпд режим работы нагнетателя является оптимальным. В этом режиме затрата мощности для создания напора и подачи осуществляется наиболее экономично.

3.5 Работа насоса в сети

Насос и сеть трубопроводов образуют единую систему, характеризуемую равенством подачи нагнетателя и расхода в сети, равенством напора нагнетателя и сопротивления сети. Энергия насоса, эквивалентная его напору, расходуется для подъема жидкости на высоту z₂ – z₁, создания давления в системе р₂ – р₁ и преодоления суммарных сопротивлений h_м + h_Т . Статический напор

не зависит от расхода сети, а гидравлические потери в сети пропорциональны квадрату расхода h_n = BQ². Здесь В – коэффициент сопротивления, включающий местные сопротивления и сопротивление трения, зависящего от материала труб, их новизны, диаметра и длины. Характеристика сети будет выглядеть следующим образом

(58)

Характеристикой сети называется графическая зависимость напора, теряемого в сети Н_с от расхода сети Q.

Точка пересечения характеристики насоса с характеристикой сети определяет установившееся рабочее состояние системы "насос-сеть" и называется рабочей точкой системы. Для известных характеристик насоса и сети может быть только одна рабочая точка, определяющая установившийся рабочий режим системы. На рисунке 25 в координатах Q-H приведены характеристики сети и нагнетателя. Их пересечение – точка А – является рабочей точкой системы.

Лекция 6

Совместная работа нагнетателя и сети

Цель лекции: ознакомить с различными способами регулирования подачи нагнетателя, показать влияние подключения нескольких нагнетателей на характеристики системы и положение рабочей точки.

3.6 Регулирование подачи

Регулирование работы насосной установки имеет целью изменение основных её параметров: подачи Q и напора H; при этом изменяется значение мощности N и к.п.д. h.

Дроссельное регулирование осуществляется дросселем, расположенным на напорной линии насоса около него. На рисунке 26 показано изменение характеристики сети при дроссельном регулировании.

При полностью открытом дросселе рабочая точка 1 находится на пересечении кривых Н_с₁ и Н, при этом подача равна Q₁. По мере закрытия дросселя происходит увеличение сопротивления и уменьшение подачи. Рабочая точка перемещается вдоль кривой Н влево. В какой-то момент к.п.д. займет положение i, при этом расход станет Q_i, мощность на валу изменится, напор возрастет и достигнет величины H_i =H'_ci + h_ni, где h_ni – переменное сопротивление дросселя. К.п.д. установки уменьшится и станет меньше к.п.д. насоса

(59)

Данный способ регулирования неэкономичен, но ввиду своей простоты он широко применяется. Размещение дросселя на всасывающей стороне недопустимо, так как при глубоком регулировании может возникнуть кавитация.

Байпасирование. Требуемая подача системы достигается перепуском из основной линии на всасывание части подачи насоса. При включении в сеть параллельно основной линии R₁ добавочной линии R₂ характеристика системы будет R₁ + R₂ и рабочая точка A₁ сместится в положение A₂ (рисунок 27). Напор снизится с H₁ до H₂, а подача насоса возрастет с Q₁ до Q₂, но уменьшение напора насоса вызовет уменьшение расхода потока через основную линию с Q₁ до требуемой Q'₁ = Q₂ – q_б. Такой способ регулирование приемлем для насосов с коэффициентом быстроходности n_s > 250. Для центробежных насосов с коэффициентом быстроходности n_s < 250 регулирование перепуском вызывает увеличение потребляемой мощности и дополнительно нагружает двигатель.

Регулирование подачи изменением частоты вращения рабочего колеса возможно только при использовании приводных двигателей с регулируемой частотой вращения. К таким двигателям относятся электродвигатели постоянного тока, паровые турбины, двигатели с фазным ротором или регулируемой частотой тока, допускающие плавное изменение частоты вращения.

При изменении частоты вращения n_i напорные характеристики насоса Н = f(Q) представляют собой конгруэнтные кривые и рабочая точка, перемещаясь по характеристике сети, даёт различные значения подачи Q_pi (рисунок 28). При малых значениях H_cm этот метод не приводит к большим дополнительным потерям в гидравлической системе. Коэффициент полезного действия насосной установки h_ну примерно равен к.п.д. насоса h_i при частоте вращения n_i.

Если характеристика системы имеет значительную составляющую Н'_ст, то изменение режима работы насоса будет связано с дополнительными потерями за счет отклонения к.п.д. от зоны максимальных значений. При изменении частоты вращения двигателя меняется к.п.д. самого двигателя, зависящий также и от нагрузки. Мощность насоса в этом случае будет равна

(60)

Частота вращения n_i в точке Q_i определяется из уравнения подобия

(61)

Регулирование изменением частоты вращения насоса при постоянной частоте вращения двигателя осуществляется включением между валом двигателя и валом насоса вариатора скорости или гидромуфты.

Регулирование входным направляющим аппаратом. Удельная энергия, передаваемая потоку в центробежной машине, существенно зависит от условий входа потока на рабочие лопатки. Закручивание потока, поступающего в рабочее колесо, влияет на величину напора и при данной характеристике сети изменяет подачу нагнетателя. Подкрутку потока на входе насоса можно изменить, применяя входной направляющий аппарат с поворотными лопастями.

При изменении угла поворота лопаток изменяется напорная характеристика насоса (рисунок 29). Если характеристика сети постоянна, рабочая точка будет перемещаться по ней из положения a₁ в положения a₂, a₃, определяющие подачу Q₂ и Q₃. При этом потребляемые мощности будут N₂, N₃. Они определяются точками I, II, III, лежащими на характеристиках мощности. Плавная линия I-III показывает изменение мощности при регулировании подачи направляющим аппаратом на входе в рабочее колесо. Так как эта линия лежит ниже линии N₁, то очевидно, что потребление энергии уменьшается при таком регулировании. Способ регулирования входным направляющим аппаратом обычно применяется для центробежных вентиляторов.

3.7 Совместная работа нагнетателей в сети

Параллельное включение нагнетателей

Если сеть работает по графику с переменным расходом, причем между Q_min и Q_max большая разница, то включение в сеть одного нагнетателя невыгодно. Такой нагнетатель должен давать подачу Q_max при пиковой нагрузке и иметь возможность глубокого регулирования при падении нагрузки в сети до минимального значения. Так как регулирование связано с потерями энергии, то такой нагнетатель будет работать с низким эксплуатационным к.п.д. Установка нескольких нагнетателей, включенных параллельно, существенно повышает энергетическую эффективность системы.

Для параллельной работы наиболее подходят нагнетатели с непрерывно падающей характеристикой. Параллельно можно включать насосы с различными характеристиками и различных типов. Общая характеристика группы параллельно включенных нагнетателей получается путем сложения абсцисс характеристик отдельных нагнетателей для постоянных ординат Н_i = const. Точка пересечения общей характеристики с характеристикой системы Н_с определяет рабочую точку.

Из рисунка 30 очевидно, что Q_I+_II< Q_I+ Q_II, т.е. суммарный расход параллельно работающих нагнетателей меньше суммы расходов каждого нагнетателя при индивидуальной работе на ту же сеть.

К.п.д. параллельно работающих нагнетателей определяется выражением

(62)

При одинаковых напорных характеристиках, т.е. H_I = H_II, (62) принимает вид

(63)

Если нагнетатели имеют разные характеристики и одна лежит ниже другой, то при определённых режимах через нагнетатель с характеристикой, лежащей ниже, поток может пойти в обратном направлении, и этот нагнетатель будет работать при отрицательных подачах. Направление вращения рабочего колеса при этом не изменяется, поэтому нагнетатель по-прежнему будет потреблять энергию. При построении суммарной характеристики необходимо учитывать этот эффект. Насосы с разными напорными характеристиками при параллельном включении следует выбирать так, чтобы рабочие точки лежали в той области суммарной напорной характеристики, где обратное движение потока исключается.

Последовательное соединение нагнетателей

При таком включении напорный трубопровод нагнетателя подключается ко всасывающему трубопроводу последующего нагнетателя. Последовательное соединение применяется для увеличения давления в системе при незначительном изменении подачи.

Суммарная напорная характеристика строится путем суммирования ординат характеристик отдельных насосов при Q_i = const (рисунок 30-б). К.п.д. последовательно включенных нагнетателей с одинаковыми расходами (Q_I=Q_II) определяется выражением

(64)

Нагнетатели можно располагать непосредственно друг за другом или разнести на значительное расстояние. На рисунке 31 показаны схемы последовательного включения нагнетателей и соответствующие им эпюры давлений. а) Два нагнетателя располагаются один за другим таким образом, что избыточное статическое давление АД, создаваемое нагнетателем I, расходуется на участке АЕ, а избыточное статическое давление ЕF, создаваемое нагнетателем II, – на участке ЕВ. б) Нагнетатель II расположен непосредственно за нагнетателем I. Участок сети непосредственно за нагнетателем II находится под большим давлением, чем в схеме а, и требует более тщательной герметизации. в) Избыточное статическое давление за нагнетателем I расходуется на участке АЕ. Нагнетатель II создаёт разрежение на стороне всасывания (EG) и избыточное статическое давление на стороне нагнетания (GB). г) Такая схема применяется в системе "дутьевой вентилятор I- котел-дымосос II". Перепад FG характеризует разрежение в топке котла.

д) Нагнетатель I преодолевает сопротивление на участке АЕ, создавая избыточное статическое давление АД. Нагнетатель II, расположенный в конце сети, преодолевает потери на участке ЕВ, создавая разрежение BF.

е) Потери давления в сети преодолеваются путем создания разрежения на всасывающей стороне нагнетателей.

Лекция 7

4 Осевые насосы и вентиляторы

Цель лекции: показать теоретические зависимости основных характеристик осевых нагнетателей

4.1 Основные уравнения, характеризующие осевой нагнетатель

В осевых нагнетателях рабочее колесо состоит из консольных лопастей, закрепленных на втулке, которая насаживается на ось (рисунки 12, 13). Для вывода основных уравнений, описывающих работу осевого нагнетателя, применяют теорию решёток профилей. Рассматривается плоская решётка профилей, которая получается путем развертывания рабочего колеса. На рисунке 32 показана развернутая на плоскость решётка профилей и параллелограммы скоростей на решётке лопастей осевого нагнетателя.

Основными величинами, характеризующими геометрию решётки будут шаг лопастей, равный расстоянию между сходственными точками сечений лопасти, измеренному в направлении движения решётки, t; ширина решётки – размер, параллельный оси вращения, В; длина хорды сечения лопасти – b; лопастные углы на входе и выходе, b_1л и b_2л; угол установки лопасти – угол между хордой лопасти и осью решётки, b_у. Относительным шагом решётки называется отношение шага решётки к хорде

(65)

Обратная величина называется густотой решётки.

Кинематические параметры потока, проходящего через решётку, – это переносная, относительная и абсолютная скорости на входе и выходе из решётки – u₁, w₁, c₁, u₂, w₂, c₂; углы входа и выхода, т.е. углы между осью решётки и относительными скоростями на входе и выходе – b₁ и b₂; угол атаки (угол между касательной к средней линии лопасти и относительной скоростью на входе) – i, угол отставания, т.е. угол между касательной к средней линии лопасти и относительной скоростью на выходе – s.

Из планов скоростей (рисунок 32) видно, что решётка профилей изменяет величины и направления абсолютной и относительной скоростей, закручивает поток (с_2и > с_1и) и происходит отставание потока на выходе из решётки (s ≠ 0).

Уравнение неразрывности можно написать, исходя из того, что площадь входного сечения решётки равна площади выходного сечения

(66)

Здесь с_1а и с_2а – осевые составляющие абсолютной скорости, а из рисунка 32 видно, что с_1а = w₁_a, c₂_a = w₂_a.

Для несжимаемой жидкости r₁ = r₂, тогда

(67)

Уравнение энергии абсолютного движения. Энергия, сообщенная потоку лопатками рабочего колеса, рассчитывается по уравнению Эйлера (33), в котором и₂ = и₁ = и

(68)

Из рисунка 32

(69)

Тогда (68) можно переписать в виде

(70)

Уравнение энергии абсолютного движения можно записать аналогично уравнению (46)

(71)

Уравнение количества движения и силы, действующие на поток.

Лопасть длиной Dr действует на поток с силой р (рисунок 33). р_а и р_и – проекции этой силы на ось нагнетателя и на ось решётки.

Рассматривается поток при относительном движении с шириной, равной шагу решётки. Через сечение 1-1 проходит в секунду масса Drtw_1аr₁, обладающая в направлении оси машины количеством движения Drtw_1аr₁w_1а. Аналогично для сечения 2-2 Drtw_2аr₂w_2а.

Если р₁ и р₂ – давления в сечениях 1-1 и 2-2 потока, то обуславливаемые ими силы будут Drtp₁ и Drtp₂.

Импульс внешних сил, действующих на поток в направлении начальной скорости, равен изменению количества движения потока, поэтому

Знак минус в правой части равенства указывает на то, что изменение количества движения рассматриваемого объёма жидкости вызывает силу, действующую на лопасть в направлении, обратном Р_а.

Следовательно,

(72)

Для несжимаемой жидкости r₁ = r₂ и по уравнению (67) w_1a = w_2a, поэтому

(73)

Решётка профилей, перемещающая несжимаемую жидкость, не изменяет осевой скорости потока. Осевая сила, приложенная к потоку, расходуется на повышение давления. Запишем уравнение количества движения в проекции на оси решётки:

- количество движения в сечениях 1-1 и 2-2

;

- уравнение количества движения

Отсюда следует

Используя равенство (66), получаем

(74)

Результирующая получается геометрическим сложением сил Р_а и Р_и.

Уравнение циркуляции. Рассматривая циркуляцию как сумму интегралов по контуру 1-1-2-2, (рисунок 33) для профиля решётки можно получить выражение

(75)

4.2 Напор и мощность

Теоретический напор, создаваемый рабочим колесом осевого нагнетателя, может быть вычислен по уравнению Эйлера, записанному в виде (70). Вводя в это уравнение коэффициент расхода j = с_а/и, определяющий объёмный расход, приходящийся на единицу площади поперечного сечения решётки лопастей, найдем

(76)

Теоретическое давление, создаваемое колесом, равно

Действительное давление, создаваемое колесом, будет меньше на величину потерь энергии в решётке, что учитывается к.п.д. решётки

(77)

Величина к.п.д. решётки лежит в пределах h_р = 0,90 ¸ 0,94.

Действительное давление, создаваемое ступенью осевого нагнетателя, есть разность совместного действия подвода, решётки рабочих лопастей и диффузора (отвода), следовательно, давление, создаваемое ступенью, можно записать в виде

(78)

где Dр_диф – повышение давления в диффузоре, Па;

SDр – потери давления в подводе и отводе, Па.

Учитывая эти потери, гидравлический к.п.д. ступени можно записать

(79)

Величина гидравлического к.п.д. лежит в пределах h_г = 0,75 ¸ 0,92.

Механический к.п.д. учитывает потери давления от трения в уплотнениях, подшипниках и дискового трения. h_т = 0,94 ¸ 0,98. Полный к.п.д. ступени составляет h = h_гh_т = 0,70 ¸ 0,90.

Необходимая мощность на валу

кВт.

(80)

4.3 Характеристики осевых нагнетателей и регулирование подачи

Характеристики осевых нагнетателей дают зависимости напора (давления), мощности на валу и к.п.д. от подачи. Форма характеристик определяется конструкцией и аэродинамическими свойствами нагнетателя.

В отличие от центробежных нагнетателей характеристика напора (давления) осевого нагнетателя часто имеет седлообразную форму, однако у низконапорных нагнетателей встречается падающая форма характеристики.

Седловина на характеристике объясняется снижением подъёмной силы лопастей при малых подачах и повышенных углах атаки.

Характеристики мощности осевых нагнетателей показывают уменьшение мощности при увеличении расхода или близки к горизонтальной линии (рисунок 34). Поэтому пуск осевых нагнетателей нужно осуществлять при открытой задвижке на напорной трубе, т.е. под нагрузкой.

Характеристики осевых нагнетателей с рабочими лопатками, жестко закреплёнными на втулке, имеют резко выраженный максимум: при отклонении режима от оптимального к.п.д. резко изменяется. В некоторых случаях осевые насосы выполняют с поворотными (на ходу) рабочими лопатками. В этих случаях возможно значительное изменение расхода без существенного снижения к.п.д.

Рабочий участок характеристики устанавливается в стабильной части её правее горба Б (рисунок 34). Максимально допустимое давление составляет 0,9 давления в точке Б характеристики. Допустимое пониженное значение к.п.д. составляет до 0,9 h_макс. Эти условия позволяют определить рабочее поле характеристик осевого нагнетателя при различных углах рабочих лопастей (рисунок 35).

Регулирование подачи осевых нагнетателей может производиться изменением частоты вращения, поворотом рабочих лопаток и направляющим аппаратом на входе. Первый способ наиболее эффективен. Дроссельное регулирование особенно неэкономично, потому что при понижении подачи этим путём мощность остаётся постоянной или возрастает (рисунок 34). Поэтому расход энергии на единицу объёма перемещаемой среды при регулировании этим способом увеличивается.

При регулировании осевых нагнетателей поворотом лопаток рабочего колеса или направляющим аппаратом удобно пользоваться типовыми регулировочными характеристиками. Рабочая область характеристик,

ограничиваемая значениями допустимых к.п.д., выделяется на характеристике (заштрихованная область на рисунке 35).

Лекция 8

5 Насосы ТЭС

Цель лекции: на примере блока мощностью 300 МВт познакомить с конкретными насосами, включенными в тепловую схему блока, их характеристиками и конструкцией

5.1 Насосы в тепловой схеме

По назначению, характеру работы и параметрам на ТЭС используются центробежные и осевые насосы низкого, среднего и высокого давления; одноступенчатые насосы с односторонним и двусторонним всасыванием, многоступенчатые насосы. Ответственность насосного оборудования усложняется и повышается особенно в блочных схемах.

Общее представление о роли насосного оборудования на ТЭС даёт принципиальная тепловая схема электростанции. Для примера можно рассмотреть принципиальную тепловую схему энергоблока мощностью 300 МВт (рисунок 1).

Группа конденсатных насосов 4 состоит из насосов первого и второго подъёмов. Из конденсатора конденсат поступает в конденсатные насосы первого подъёма КсВ-500-85 (при подпоре Dh = 1,6 м и частоте вращения п = 1000 об/мин). С напором Н = 85 м конденсат отводится в конденсатоочиститель и затем поступает в конденсатные насосы второго подъёма КсВ-500-220 с частотой вращения п = 1500 об/мин, подпором Dh = 2,5 м и напором Н = 220 м. Установка конденсатных насосов второго подъёма связана с применением закритических параметров пара, что потребовало включения в тепловую схему станции блочной обессоливающей установки (БОУ). После конденсатных насосов питательная вода через подогреватели низкого давления с температурой около 438 К поступает в деаэратор повышенного давления 0,63 МПа. Из деаэраторного бака вода поступает в группу предвключённых насосов типа ПД-650-160 с 50 % подачей (Q = 650 м³/ч, H = 160 м, Dh = 18 м, n = 3000 об/мин) каждый. Предвключённый насос обеспечивает кратковременную работу главного турбонасоса со 100 % подачей до включения резерва. Подогреватели высокого давления располагаются за группой питательных насосов – главного ПТН-11500-340 и пускорезервного ПЭ-600-300. Цикл завершается нагнетанием питательной воды через ПВД в котёл.

Для питательных насосов ТЭС существенное значение имеет тип привода, определяемый производительностью и давлением парового котла. Для блоков до 200 МВт получила распространение безбустерная схема питания котла с двумя питательными насосами 100 % нагрузки или с тремя питательными насосами 50 % нагрузки. Мощность таких насосов не превышает 6000 кВт, поэтому в качестве привода используется асинхронный двигатель. Регулирование оборотов осуществляется с помощью гидромуфты и редуктора.

Для блоков 300 МВт и выше и давлением свежего пара до 24 МПа необходима установка высокооборотных насосов. Увеличение частоты вращения питательных насосов приводит к разделению питательного насосного агрегата на бустерный и главный насосы, так как высокая частота вращения требует увеличения подпора на всасывании. Обоснованием для разделения на бустерный и основной насосы является то обстоятельство, что, по строительным соображениям, высоту установки деаэратора стремятся выполнить минимальной. Разницу высоты деаэратора и подпора питательного насоса принимают в узких пределах. Если необходимый подпор питательного насоса больше высоты установки деаэратора, возникает необходимость путём разделения питательного насоса на низкооборотный бустерный (предвключённый) и высокооборотный (основной) насосы привести подпор в соответствие с высотой установки деаэратора. Питательный агрегат устанавливается между деаэратором и подогревателями высокого давления.

В ряде зарубежных фирм для увеличения надёжности и снижения стоимости подогревателей высокого давления их устанавливают между бустерным и питательным насосами. Питательный насос подаёт воду непосредственно в котёл.

Для блоков мощностью 300 МВт и выше турбина является универсальным приводом насоса, работающего со 100 % нагрузкой. Турбина приводится в действие паром после промежуточного перегрева, что повышает экономичность блока. Насос с турбинным приводом можно устанавливать в подвальном помещении, поэтому для требуемого подпора высоту установки деаэратора можно уменьшить, что даёт экономию в стоимости строительства. Для регулирования оборотов насоса не требуется установки гидромуфты. Применение турбинного привода для мощных насосных агрегатов даёт возможность повысить полезную мощность ТЭС на 1-2 % вследствие уменьшения расхода электроэнергии на собственные нужды.

Пускорезервные питательные насосы блоков мощностью 300 МВт и выше рассчитаны для обеспечения 50 % нагрузки турбины и комплектуются по схеме: электродвигатель- гидромуфта- редуктор- питательный насос. Такая система обеспечивает надёжный и быстрый пуск блока, а также перевод блока при необходимости на пониженную нагрузку.

5.2 Питательные насосы

Питательный турбонасос ПТН-1150-340 применяется для паровых котлов с давлением пара 25 МПа. Насос шестиступенчатый, выполняется по двухкорпусной схеме (рисунок 36).

Подпись: Рисунок 36 – Питательный турбонасос ПТН-1150-340

Кованый наружный корпус 2 имеет приварные бесфланцевые входной и напорный патрубки, направленные вертикально вниз. При монтаже трубопроводы привариваются непосредственно к патрубкам. С торцов корпус закрывается входной и напорной крышками. В напорной крышке располагается гидравлическое разгрузочное устройство 7, к ней шпильками крепится корпус концевого уплотнения. Внутренний корпус 3 выполнен с горизонтальным разъёмом по оси насоса. Корпус сварно-кованый из хромистой стали. Направляющие аппараты 12 лопаточного типа, разъёмные, обе их половины соединяются болтами. Цельный направляющий аппарат последней ступени крепится непосредственно к внутреннему корпусу. Такая конструкция внутреннего корпуса даёт возможность использовать ротор насоса неразборного типа. Крепление внутреннего корпуса в наружном обеспечивает условия для независимого теплового расширения деталей насоса без нарушения их центрирования.

Ротор насоса 6 неразборного типа. Рабочие колеса 5, 11 посажены на вал из стали 40ХФА по неподвижной посадке. Колёса попарно в осевом направлении упираются в разрезные кольца. Рабочие колеса изготавливаются литьём из хромистой стали и имеют одинаковую проточную часть.

Концевые уплотнения 1 насоса щелевого типа работают примерно в одинаковых условиях. Горячая вода попадает во внутренние камеры уплотнения и отводится в деаэратор. К промежуточным камерам уплотнения подводится холодный конденсат от постороннего источника, который частично смешивается с горячей водой, поступает в деаэратор, а большая часть его поступает в наружные камеры уплотнений, откуда через сифоны отводится в конденсатор основной турбины. На линиях подвода конденсата к уплотнениям предусматриваются фильтры и регуляторы давления.

Опорами ротора 8 служат подшипники скольжения с принудительной смазкой. Корпуса подшипников крепятся к корпусам концевых уплотнений. Вкладыши в корпусе подшипника установлены по сферической расточке для обеспечения самоустановки вкладышей во время работы насоса и исключения ручной пригонки рабочей поверхности к шейке вала.

В корпусе заднего подшипника установлен датчик 9 электронного указателя осевого перемещения ротора и упорный шарикоподшипник, ограничивающий возможные перемещения ротора при пуске.

Внешний корпус опирается на фундаментную раму 13 четырьмя лапами в горизонтальной плоскости, проходящей через ось насоса. Крепятся лапы к раме восемью дистанционными болтами. Для обеспечения направленного теплового расширения на входном и нагнетательном патрубках выполнены вертикальные шпонки, которые входят в пазы специальных траверс, закреплённых на фундаментных опорах.

В качестве привода насоса ПТН-1150-340 используется паровая турбина типа ОР-12ПМ мощностью 12800 кВт с частотой вращения 6000 1/мин.

Смазка подшипников агрегата осуществляется от общей системы смазки турбины К-300-240.

Подпись: Рисунок 37 – Питательный
насос ПЭ-600-300

В состав питательного насосного агрегата входит электронасос ПЭ-600-300 (рисунок 37). Насос ПЭ-600-300 двухкорпусной, семиступенчатый с односторонним расположением рабочих колёс из хромистой стали, которые посажены на вал 3 по скользящей посадке. Проточная часть всех колёс одинакова. Каждое колесо в осевом направлении упирается в ступицу предыдущего колеса. Уплотнения рабочих колёс – однощелевые. В зазоре между ступицей рабочего колеса последней ступени и втулкой гидропяты, который необходим для компенсации разных температурных расширений деталей ротора, предусмотрено уплотнение из термостойкой резины. На роторе между концевыми уплотнениями и подшипниками установлены диски для динамического балансирования ротора в собственных подшипниках, которые одновременно являются водоотбойными.

В конструкции насоса предусмотрен отбор питательной воды после первой ступени. Полуспиральный подвод соединяется с крышкой всасывания 4. Внутренний корпус 6 с помощью шпилек, проходящих через крышу всасывания, фиксируется в наружном корпусе 5, обеспечивая постоянное обжатие металлической прокладки в стыке между высоким и низким давлением.

Концевые уплотнения 9 насоса щелевого типа. Подшипники скольжения 2 с принудительной смазкой имеют цилиндрические вкладыши. Со стороны свободного вала имеется упор ротора 10 с автоматическим указателем осевого сдвига.

Базовой деталью насоса является наружный корпус 5, который представляет собой полый кованый цилиндр из качественной углеродистой стали с приварным входным и напорным патрубком. Патрубки направлены вертикально вниз. Внутренний корпус 6 центрируется в расточке наружного корпуса крышкой нагнетания 7.

Ротор насоса представляет собой самостоятельный сборочный элемент. Корпус насоса крепится на фундаментной плите 1 и закрывается защитным кожухом, под который подкладывается слой теплозащитного материала.

Для обеспечения нормальной бескавитационной работы главного и пускорезервного питательных насосов предназначена группа параллельно включенных предвключенных насосов ПД-650-160, создающих необходимый подпор во входном патрубке питательного насоса.

Насос ПД-650-160 (рисунок 38) – центробежный, горизонтальный, спирального типа, одноступенчатый с рабочим колесом двустороннего входа. Корпус 4 насоса – литой, чугунный с горизонтальным разъёмом по оси вала насоса, состоит из двух частей: нижней части и крышки. Входной и напорный патрубки насоса расположены в нижней части корпуса и направлены горизонтально в противоположные стороны, что даёт возможность производить разборку насоса без демонтажа трубопроводов.

Ротор 5 насоса представляет собой отдельный сборочный элемент. На вал насажено рабочее колесо из нержавеющей стали и втулки. Одним торцом ступицы рабочее колесо упирается в выступ вала. С другой стороны через

Подпись: Рисунок 38 – Насос ПД-650-160

дистанционную и защитную втулки круглой гайкой колесо фиксируется на валу.

Опорами ротора служат два подшипника скольжения 2 с баббитовой заливкой вкладышей. Для восприятия остаточных неуравновешенных осевых усилий предусмотрен двусторонний радиально-упорный шарикоподшипник, установленный на свободном конце вала насоса. Концевое уплотнение 3 ротора насоса сальникового типа с термостойкой набивкой.

Насос и приводной электродвигатель устанавливаются на отдельных фундаментных плитах. Предвключённый насос ПД-650-160 допускает работу в широком диапазоне изменения режимов. Допускается кратковременная работа насоса с подачей 1200 м³/ч при номинальной подаче 650 м³/ч и напоре 158 м.

5.3 Конденсатные насосы

Конденсатные насосы представляют особую группу энергетических насосов, работающих с минимальным располагаемым кавитационным запасом. Этот запас обуславливается разностью вертикальных отметок уровня свободной поверхности жидкости в конденсаторе и центром тяжести входного отверстия рабочего колеса первой ступени насоса (геометрический подпор), и потерями во входном тракте насоса.

Конденсатные насосы предназначены для подачи конденсата отработанного пара и конденсата греющего пара из теплообменных аппаратов ТЭС. Конденсатные насосы должны надёжно работать при наличии начальной или развитой кавитации в зоне рабочего колеса, а в некоторых случаях – и при наличии суперкавитационного обтекания элементов рабочего колеса. Такие условия работы требуют применения для конденсатных насосов относительно низкой частоты вращения, использования материалов, стойких к кавитационным разрушениям, установки для первой ступени насоса рабочих колёс специальной конструкции с высокой всасывающей способностью. В связи с этим конденсатные насосы обладают более низкой экономичностью и большей массой и стоимостью по сравнению с обычными насосами на анлогичные подачи и напоры. Для обеспечения устойчивой параллельной работы насосы должны иметь стабильную форму напорной характеристики.

К конденсатным насосам предъявляются следующие требования:

- обеспечение надёжной и длительной работы (не менее 10000 часов) при частичной кавитации в насосе;

- отсутствие подсоса воздуха через работающий и неработающий насос;

- стабильная форма напорной характеристики для обеспечения надёжной параллельной работы.

Конденсатные насосы серии КсВ-200, КсВ-320, КсВ-500 (рисунок 37) – центробежные, вертикальные, двухкорпусные, секционные, многоступенчатые с односторонним расположением рабочих колес. Отличительной особенностью насосов данного типа является то, что их

сборка и разборка может производиться без отсоединения трубопроводов. Сварной наружный корпус состоит из двух частей: приёмной 17 и напорной 7. К наружному корпусу приварены расположенные горизонтально в противоположные стороны входной и напорный патрубки. В приёмной части корпуса имеются резьбовые отверстия для отвода паров и слива воды из насоса. В верхней части корпуса имеется опорный фланец для крепления к металлоконструкциям фундамента.

Внутренний корпус состоит из напорной крышки 8, корпусов секций 11 с направляющими аппаратами 12, подвода к первой ступени 14. Эти детали внутреннего корпуса соединены между собой стяжными шпильками и центрируются между собой на цилиндрических заточках. В корпусах секций установлены уплотняющие кольца 10 рабочих колёс, в направляющих аппаратах – кольца 9 межступенчатых уплотнений. К напорной крышке крепится опорный фонарь 4 электродвигателя и унифицированные для всех насосов корпуса сальникового уплотнения 6 и опорно-упорного подшипника 3. Внутренний корпус в сборе с ротором демонтируется вверх без отсоединения подводящего и напорного трубопроводов насоса.

Ротор насоса состоит из вала 5, комплекта рабочих колес, упругой муфты 1, разгрузочного барабана втулок и крепежа. Перед рабочим колесом 13 первой ступени установлено осевое предвключённое колесо 15 для улучшения всасывающей способности насоса. Рабочее колесо первой ступени для повышения кавитационного качества имеет расширенный вход. Рабочие колёса остальных ступеней имеют одинаковую форму проточной части.

Осевое усилие уравновешивается разгрузочным барабаном, который обеспечивает почти полное уравновешивание лишь при номинальной подаче. Разгрузочный барабан посажен на общей шпонке с рабочим колесом последней ступени и в осевом направлении фиксируется круглой гайкой. Для предотвращения протечек воды под барабаном на валу предусмотрено резиновое уплотнение. Вода разгрузки по трубе отводится в приёмную полость наружного корпуса.

Опорами ротора служат два подшипника. Верхний опорно-упорный подшипник 2 выполнен из сдвоенного радиально-упорного шарикоподшипника с жидкой смазкой. Подшипник воспринимает вес ротора и неуравновешенное осевое усилие и фиксирует положение ротора в насосе. В корпусе подшипника выполнена масляная ванна, из которой винтовой втулкой масло подаётся к подшипнику. Отработанное масло по пазам самотёком сливается в ванну. На выходе из подшипника установлено маслоотбойное кольцо. Подшипник охлаждается водой технического водопровода.

Нижний опорный подшипник скольжения 16 смазывается перекачиваемым конденсатом, который из специально предусмотренной камеры подаётся к подшипнику втулкой с многозаходной резьбой и, пройдя через зазор, отводится в полость всасывания.

Концевое уплотнение 6 насоса сальникового типа с кольцом гидрозатвора. Уплотнение охлаждается холодным конденсатом, который по отверстиям из охлаждающей полости подводится к кольцу гидрозатвора.

Электродвигатель устанавливается на фонарь насоса и соединяется с ним упругой муфтой.

5.4 Сетевые насосы

Сетевые насосы служат для подачи горячей воды по теплофикационным сетям и в зависимости от места установки применяются в качестве насосов первого подъёма, подающего воду из обратного трубопровода в подогреватели, второго подъёма для подачи воды после подогревателей в теплофикационную сеть и рециркуляционных, установленных после водогрейных котлов. Сетевые насосы могут работать как на ТЭЦ, так и на промежуточных насосных станциях теплофикационных систем. Основной особенностью работы сетевых насосов являются колебания температуры подаваемой воды в широких пределах, что в свою очередь вызывает изменение давления внутри насоса. Сетевые насосы должны надёжно работать в широком диапазоне подач, что требует стабильной формы напорной характеристики. Сетевые насосы предназначены для работы на чистой воде с содержанием твёрдых включений не более 5 мг/кг с размером частичек до 0,2 мм.

Сетевые насосы – центробежные, горизонтальные с приводом от электродвигателя. В зависимости от создаваемого напора они могут быть одно- и двухступенчатые с синхронными частотами вращения 1500 и 3000 1/мин.

В качестве примера конструктивного исполнения рассмотрим насос СЭ-1250-140 (рисунок 38). Базовая деталь насоса – чугунный корпус с горизонтальным разъёмом. Входной и напорный патрубки расположены в нижней части корпуса, что даёт возможность производить разборку насоса без демонтажа трубопроводов. Патрубки направлены горизонтально в противоположные стороны. В двухступенчатых насосах корпус имеет переводную трубу для подвода воды от первой ко второй ступени насоса.

В корпусе предусмотрены камеры для концевых уплотнений и фланцы для крепления корпусов подшипников. В нижней части выполнены две продольные шпонки, которыми корпус фиксируется по отношению к фундаментной плите и обеспечивается направленное тепловое расширение насоса. Опорные лапы корпуса максимально приближены к оси насоса для уменьшения расцентровки при нагреве насоса.

Ротор насоса представляет собой самостоятельный сборочный узел. Рабочие колёса двустороннего входа упираются в выступы вала или защитные втулки и фиксируются в осевом направлении через втулки круглыми гайками. В местах сальниковых уплотнений на валу располагаются защитные втулки. Втулки сальников от проворачивания фиксируются шпонками. Рабочие колёса посажены на вал по скользящей посадке. Ротор разгружен от осевых сил путем применения рабочих колёс двустороннего входа.

Подпись: Рисунок 38 – Сетевой насос СЭ-1250-140

Опорами ротора в зависимости от размера насоса служат подшипники качения или скольжения. Опорно-упорный подшипник со стороны свободного конца вала, воспринимающий остаточные осевые усилия, состоит из двух радиально-упорных шарикоподшипников, устанавливаемых в разъёмные корпуса. Подшипники скольжения крупных насосов имеют разъёмные вкладыши и принудительную смазку. Некоторые типы насосов имеют только подшипники скольжения с кольцевой смазкой.

Насосы большой мощности соединяются с электродвигателем зубчатой муфтой, которая может компенсировать небольшие расцентровки агрегата, возникающие при изменении температуры перекачиваемой воды.

Вместе с насосом поставляется комплект вспомогательных трубопроводов, объединенных в коллекторы и предназначенных для подвода и отвода охлаждающей воды к подшипникам и концевым уплотнениям, для работы маслосистемы. Вспомогательные трубопроводы подсоединяются к насосу с помощью легкосъёмных штуцерных соединений. На подводе воды к подшипникам и концевым уплотнениям устанавливаются дроссельные шайбы, с помощью которых регулируется количество подводимой воды.

На выходе из охлаждающих контуров установлены краны, которыми регулируется количество воды, циркулирующее по контуру. Эти краны и вентили предназначены и для продувки при засорении каналов охлаждающего контура. Контроль над системой охлаждения осуществляется путем наблюдения за стоком охлаждающей воды в воронки свободного слива и измерением её температуры.

5.5 Насосы системы циркуляционного водоснабжения

В зависимости от схемы водоснабжения и мощности агрегатов на электростанциях в качестве циркуляционных применяются три типа насосов: осевые, центробежные вертикальные и горизонтальные и центробежные с рабочим колесом двустороннего входа.

Осевые насосы применяются главным образом в системах прямоточного водоснабжения и устанавливаются на береговых насосных станциях. На электростанциях преобладающее распространение получили осевые насосы вертикального типа. Вертикальные осевые насосы различаются конструкцией подвода (рисунок 39). Как коленчатый, так и камерный подводы выполняются в бетонной части здания насосной станции. Насос 1 и электродвигатель 2 лапами опираются на фундамент. Они соединены между собой жёсткой муфтой. Вес ротора насоса и осевое усилие передаются на упорный подшипник электродвигателя.

Главным конструктивным отличием осевых насосов является способ крепления лопастей к втулке. Различают насосы с неподвижно закрепленными лопастями (тип О) и с лопастями, угол установки которых может изменяться (тип ОП). В зависимости от типа поворотного механизма изменение угла установки лопастей (режима работы насоса) может осуществляться как на остановленном, так и на работающем насосе.

На рисунке 40 показана схема осевого насоса типа ОПВ. Закладное кольцо 1 устанавливается в верхней части колена всасывающей трубы или над камерным подводом. На нём смонтирован переходный конфузор и камера рабочего колеса 2. На камере рабочего колеса установлен выправляющий аппарат 4, с которым соединяется литой диффузорный корпус 6. Корпус с отводящим коленом, выполненный под углом 60⁰ или 90⁰ к оси ротора, лапами опирается на фундамент. Рабочее колесо 3 представляет собой втулку с обтекателем, к которой крепятся поворотные лопасти. Во втулке расположен механизм поворота лопастей. Между торцами лопастей и камерой рабочего колеса предусматривается зазор. Рабочее колесо жёстко посажено на вал насоса 7.

Выправляющий аппарат представляет собой ряд неподвижных профильных лопаток, отлитых совместно с обечайкой и втулкой. Во втулке выравнивающего аппарата расположен нижний опорный подшипник 5 с резиновым вкладышем. К втулке крепится обтекатель вала. На горловине ввода установлен верхний опорный подшипник 8 с резиновым вкладышем. Смазка верхнего и нижнего подшипников осуществляется проточной водой или водой от постороннего источника. Уплотнение вала 9 сальникового типа с мягкой набивкой. Валы насоса и электродвигателя соединены жесткой муфтой 10.

Центробежные вертикальные насосы применяются обычно в системах оборотного водоснабжения с градирнями. Они могут устанавливаться и на береговых насосных станциях. На рисунке 41 показана схема насоса типа В. Насос типа В – консольный, центробежный, вертикальный, с рабочим колесом одностороннего входа.

Спиральный корпус 4 опирается лапами на закладные части фундамента 12. Корпус имеет разъём по оси ротора. Снизу к корпусу подсоединяется конфузорный переходник 13, служащий для соединения с всасывающим коленом. Сверху корпус закрепляется литой крышкой 11. В насосах с диаметром напорного патрубка более 1000 мм корпус заливается в бетон.

Рабочее колесо 3 жёстко крепится к фланцу кованого вала 8. Место крепления рабочего колеса закрывается обтекателем 1, который крепится к торцу вала винтом 2.

В верхней крышке 11 установлен корпус 10 подшипника с древесно-слоистым вкладышем. Для смазки подшипника по трубке 5 подводится чистая вода. К крышке крепится корпус 9 концевого уплотнения, в котором расположен сальник 6 с мягкой набивкой и нажимной втулкой 7.

Шейка вала 8 в зоне расположения подшипника имеет наплавку из нержавеющей стали. Вал насоса фланцем соединяется с валом электродвигателя. Осевое усилие и вес ротора передаются на упорный подшипник электродвигателя. Рабочее колесо и корпусные детали насосов типа В изготовляются из чугуна.

5.6 Вспомогательные насосы

Кроме насосов основной тепловой схемы, на электростанциях применяется много насосов, обеспечивающих работу других технологических схем и общественного оборудования.

В системах водоподготовки для подачи реагентов используются плунжерные дозировочные насосы. Такие насосы (тип НД) состоят из электродвигателя, редуктора, гидроцилиндра и механизма регулирования. Точность дозировки таких насосов – 0,5. Механизм регулирования предназначен для бесступенчатого регулирования длины хода плунжера, (подачи), приводимого в возвратно-поступательное движение с помощью эксцентрикового устройства.

Для перекачивания кислот, реагентов, ингибиторов и различных растворов на электростанциях используются химические насосы типа Х. Производительность этих насосов от 1,5 до 600 м³/ч с напором от 12 до 150 м. Насосы типа Х представляют собой горизонтальные, одноступенчатые, центробежные насосы консольного типа. Насос соединяется с электродвигателем упругой муфтой и устанавливается на общей фундаментной плите.

Для кислотной промывки котлов применяются специальные насосы типа МСК. Насосы этого типа – центробежные, горизонтальные, секционные, двухпоточные. Насос с электродвигателем соединяется зубчатой муфтой, смазываемой маслом под давлением. Насосы с электродвигателем устанавливаются на индивидуальных фундаментных плитах.

Для систем маслоснабжения и регулирования современных турбин ХТЗ используются насосы типа МВ – системы регулирования, КМ и МКВ – для систем маслоснабжения.

Насосы системы регулирования имеют унифицированную конструкцию. Отличие состоит в разном количестве ступеней и наличии промежуточного отбора для питания звеньев системы регулирования, работающих под меньшим давлением. Насосы типа МВ – центробежные, вертикальные, секционные, погружного типа. Электродвигатель с фонарём устанавливается на верхнюю часть опорной плиты. Насосный агрегат устанавливается на плиту – крышку маслобака. Насосы типа МКВ – центробежные, вертикальные, спирального типа, погружные. Насосы типа КМ по конструктивной схеме аналогичны насосам МКВ.

Турбины ЛМЗ комплектуются насосами системы регулирования собственной конструкции типа НВР. Это центробежные, многоступенчатые, вертикального исполнения насосы имеют одинаковую конструкцию и отличаются в основном числом ступеней в зависимости от создаваемого давления. Насосы типа НВР допускают последовательное соединение двух агрегатов.

В системах гидрозолоудаления и дренажей используют насосы типа ГруТ. Это грунтовые насосы тяжёлого исполнения с внутренним бронированным корпусом. Типовая конструкция насоса типа ГруТ приведена на рисунке 42.

Базовой деталью насоса является разъёмная опорная стойка 9, к которой на шпильках через проставку крепится наружный корпус 5 насоса. В крупных насосах наружный корпус имеет собственные опорные лапы. Наружный чугунный корпус имеет горизонтальный разъём по оси ротора. В нижней части корпуса отлит напорный патрубок, направленный горизонтально. В наружном корпусе установлены внутренний корпус 4 и защитные диски 3. Рабочее колесо 2 закрытого типа крепится на консольной части вала. Рабочее колесо имеет только три рабочие лопасти и, следовательно, расширенные межлопастные каналы.

С торца наружный корпус закрывается чугунной крышкой всасывания 1, к которой крепится входной патрубок и узел торцового переднего уплотнения рабочего колеса.

Опорами ротора 8 служат подшипники качения со стороны насоса – двусторонний роликоподшипник; со стороны привода – комбинированная опора. Радиальное усилие воспринимается в основном роликоподшипником, осевое – двусторонним радиально-упорным шарикоподшипником. Стакан комбинированного подшипника может перемещаться в осевом направлении для регулирования зазора в переднем торцевом уплотнении рабочего колеса. Смазка переднего подшипника осуществляется непосредственным захватом масла из ванны с помощью смазочного кольца.

Концевое уплотнение 7 сальникового типа. К кольцу гидрозатвора 6 подводится чистая вода от постороннего источника.

Валы насоса и электродвигателя соединяются между собой упруго-пальцевой муфтой. В зависимости от размера насос с электродвигателем может устанавливаться как на общей, так и на индивидуальных раздельных плитах.

Лекция 9

6 Насосы атомных электростанций

Цель лекции: ознакомить с насосным оборудованием реакторной установки, показать отличительные особенности насосов тепловой схемы АЭС от насосов тепловой схемы ТЭС

6.1 Реакторная установки типа ВВЭР

В атомной энергетике используются различные типы реакторов, которые определяют тепловую схему АЭС. В одноконтурных АЭС пар генерируется в самом реакторе и затем подаётся непосредственно в турбину. В двухконтурных АЭС вода, проходя через реактор, нагревается и затем в парогенераторе отдаёт своё тепло воде второго контура. Давление воды второго контура ниже, чем в первом контуре, поэтому она закипает и образующийся пар поступает на турбину. Гораздо сложнее трехконтурных АЭС. В первом контуре через реактор циркулирует жидкий металл. Обычно это смесь калия и натрия. Такой же металлический теплоноситель циркулирует во втором контуре, перенося тепло, полученное в поверхностном теплообменнике от металлического теплоносителя первого контура в парогенератор, к которому подводится вода третьего контура и где генерируется пар, поступающий в турбину. Весь технологический цикл преобразования внутренней энергии в электрическую основан на процессах теплопередачи, тепло- и массопереноса, осуществляемых с помощью циркулирующих потоков различных теплоносителей. О масштабе этих потоков можно судить по таким цифрам: расход воды, циркулирующей в первом контуре водо-водяного энергетического реактора (ВВЭР-1000) составляет 80000 м³/ч, а расход в системе технического водоснабжения – 200000 м³/ч. Удельные расходы технической воды на АЭС в 1,5-2,0 раза больше, чем на ТЭЦ. Движение таких больших потоков воды по многочисленным, в основном замкнутым, контурам со сравнительно большими скоростями осуществляется с помощью насосного оборудования, установленная мощность которого достигает 12 % мощности энергоблока, а потребляемая энергия составляет от 70 до 90 % энергии, расходуемой на собственные нужды АЭС. В энергоблоке с канальным реактором установлено 480 единиц насосного оборудования 111 типоразмеров.

Те или иные нарушения потоков или отклонения их параметров от требуемых значений приводят к снижению экономичности блока или создают аварийные ситуации. Следовательно, при строительстве и эксплуатации АЭС главное внимание уделяется проблеме ядерной и радиационной безопасности. Насосное оборудование АЭС выполняет технологические функции, связанные с обеспечением ядерной и радиационной безопасности: с одной стороны, отказы некоторых насосов могут вызвать крупные аварии, а с другой, насосы являются важнейшими элементами различных систем безопасности.

Таким образом, к насосному оборудованию АЭС на первый план выдвигаются требования надёжности на всех режимах работы АЭС, включая аварийные. С этой точки зрения насосы относятся к оборудованию с активным принципом действия, т.е. к оборудованию, сложному по конструкции и взаимосвязанному с другими устройствами, от которых зависит его работоспособность.

На примере водо-водяного реактора ВВЭР-1000 двухконтурной АЭС мощностью 1000 МВт рассмотрим место и назначение насосов основных и вспомогательных систем (рисунок 43).

Основу энергоблока ВВЭР-1000 составляет ядерная паропроизводительная установка и паротурбинная установка. Кроме самого реактора 7, эта установка включает четыре циркуляционных петли с главными циркуляционными насосами (ГЦН) 3, главными запорными задвижками (ГЗЗ) 4 и парогенераторами 2. Главными циркуляционными насосами каждой петли вода с температурой 289⁰С подаётся в корпус реактора, в активной зоне проходит вверх между тепловыделяющими элементами со скоростью 5,3 м/с, нагревается и через выходные патрубки в верхней части реактора поступает в напорные ветви циркуляционных трубопроводов и затем в парогенераторы с температурой 322⁰С при давлении 16 МПа. Питательная вода второго нерадиоактивного контура подаётся в парогенератор при температуре 220⁰С и нагревается до температуры кипения 278,6⁰С, соответствующей давлению 6,4 МПа. Насыщенный пар подаётся в ЦВД паротурбинной установки.

Принудительная прокачка воды по петлям реакторной установки через реактор и парогенераторы осуществляется главными циркуляционными насосами ГЦН-195 с подачей 20000 м³/ч. ГЦН установлены на отключаемой части "холодного" трубопровода. Передача теплоты в парогенераторе происходит без фазовых превращений теплоносителя первого контура. Вскипание теплоносителя предотвращается высоким давлением в контуре. Для создания необходимого давления требуется специальный внешний источник, которым является паровой компенсатор (ПКД) 6. Он служит для компенсации изменения объёма теплоносителя при нагревании его в контуре и создания начального давления.

Вода в ПКД нагревается электронагревателями и частично испаряется, что и приводит к повышению давления. ПКД соединен с "горячим" трубопроводом на его неотключаемой стороне. Для предотвращения повышения давления сверхдопустимого в паровое пространство ПКД впрыскивается теплоноситель из холодной ветви трубопровода. Если при впрыске холодного теплоносителя повышение давления не прекращается, то срабатывает предохранительный клапан 35, выход которого соединен с барботёром 5. Температура воды в барботёре поддерживается 60⁰С для конденсации пара из ПКД. Если давление в барботёре в свою очередь превышает допустимое, срабатывает предохранительный клапан на барботёре и среда первого контура выбрасывается в помещение. Вероятность последнего незначительна.

Вода первого контура при работе реактора приобретает высокую наведенную радиоактивность даже без нарушения плотности оболочек тепловыделяющих элементов, так как в воде практически всегда присутствуют примеси, которые активируются в активной зоне (например, продукты коррозии, соли и т.д.). Оборудование первого контура становится источником ионизирующего излучения, и поэтому его размещают в необслуживаемых помещениях. Следовательно, конструкция оборудования должна обеспечить его дальнейшую работу без обслуживания и прямого контроля со стороны персонала. Это требование принципиально новое по сравнению с требованиями к традиционным энергоустановкам на органическом топливе.

Вследствие высокой радиоактивности теплоносителя, требуется сведение к минимуму или полное исключение его утечки. В блоках с ВВЭР-1000 используется оборудование с ограниченными контролируемыми утечками и подачей чистых буферных сред в месте выхода вала или штока из неподвижного корпуса. Мощность одного насоса составляет 5500 кВт при подаче воды 5,5 м³/с.

Для предотвращения накопления примесей в теплоносителе первого контура часть его (так называемая продувка) с расходом до 22 кг/с с напорной стороны ГЦН отводится для очистки в фильтрах 8, 9, 10. Перед фильтрами продувочная вода охлаждается до температуры 45⁰С (по условиям работы ионообменных смол фильтров). Охлаждение происходит за счёт нагрева очищенной воды в регенеративном теплообменнике 5, которая после фильтров возвращается в контур на всасывающую сторону ГЦН. Окончательное охлаждение продувочной воды происходит технической водой в холодильнике 7.

Компенсация потерь теплоносителя первого контура, а также первичное заполнение контура производится подпиточными насосами 12 (рисунок 44) из специальной системы приготовления чистого конденсата. Параллельно устанавливается не менее двух центробежных или трёх поршневых насосов.

Все современные ЯЭУ снабжены системами аварийного охлаждения активной зоны реактора (САОЗ), которые обеспечивают отвод теплоты из активной зоны в случае аварии с потерей теплоносителя из циркуляционного контура. САОЗ реактора ВВЭР-1000 (рисунок 43) включает в себя насосы низкого (ННД) и высокого (НВД) давления, гидроаккумуляторы, в которых вода находится под давлением азота, и баки запаса воды и раствора борной кислоты 33. Когда потеря теплоносителя происходит с небольшой скоростью, включается НВД. При большой разгерметизации, вплоть до полного мгновенного обрыва циркуляционного трубопровода (диаметр трубопровода в ВВЭР-1000 составляет 850 мм), вначале вода подаётся из гидроаккумулятора, затем включается НВД и, если их подачи не хватает для поддержания давления в контуре, в работу включают ННД.

Энергетическая связь первого и второго контуров осуществляется через парогенераторы (ПГ). Из ПГ пар направляется на турбину. Давление пара на выходе из ПГ 6,3 МПа, температура 278⁰С, влажность менее 0,1 %. Т.о., в отличие от традиционных энергоустановок на органическом топливе турбины существующих ЯЭУ с водо-водяными реакторами под давлением работают на насыщенном паре. Уже в первых ступенях турбины процесс расширения происходит в области влажного пара. Возникает опасность эрозионного износа проточной части турбины, уменьшается к.п.д. Для рассматриваемого типа энергоустановок необходимы специальные турбины, обеспечивающие надёжную и экономичную работу в условиях повышенной влажности и больших удельных расходах пара. На блоках ВВЭР-1000 используют турбину К-1000=60/1500 мощностью 1000 МВт, отвечающую поставленным требованиям.

Давление в конденсаторе турбины составляет 3,9 кПа, т.е. конденсатор работает в условиях достаточно глубокого вакуума. Теплота конденсации отработанного пара отбирается технической водой, охлаждающей теплообменную поверхность конденсатора. Циркулирующая охлаждающая вода охлаждается в градирнях, бассейнах охлаждающей воды или берётся из природного водоёма, а для циркуляции используются циркуляционные насосы охлаждающей воды. Вода из конденсатора конденсатным насосом первой ступени и конденсатным насосом второй ступени через конденсаторы эжекторов, конденсатоочистку и подогреватели низкого давления подаётся в деаэратор. Давление в деаэраторе 0,69 МПа. Вода в нём нагревается до 160⁰С.

Подача конденсатных насосов примерно равна расходу на выхлопе турбины, работают эти насосы при невысокой температуре (27-40⁰С) и создают небольшие напоры. На выходе из насоса установлен обратный клапан. На входе и выходе конденсатных насосов установлены запорные задвижки. Нагретая и деаэрированная вода из деаэратора поступает в бак питательной воды (БПВ). Из БПВ вода питательными насосами через систему подогревателей высокого давления подаётся в парогенератор. Для подачи питательной воды в парогенератор используется питательный насос с приводом от конденсационной турбины с отдельным конденсатором и конденсатным насосом. Главному питательному насосу предвключён бустерный насос с приводом от той же турбины, но через понижающий редуктор. Создаваемый бустерным насосом напор обеспечивает бескавитационную работу главного насоса в рабочем диапазоне подач. Питательные насосы обеспечивают повышение давления от 0,685 МПа до 6,4 МПа в парогенераторе. Максимальное давление на выходе насоса составляет 10 МПа. Параллельно может быть установлено несколько питательных насосов.

На случай аварии с потерей подачи питательной воды в ПГ предусмотрена установка трех аварийных питательных насосов АПН, включённых параллельно главным питательным насосам и тракту ПВД.

Всё оборудование второго контура в нормальных условиях работает на чистой, нерадиоактивной рабочей среде. В этом смысле условия его работы не отличаются от условий работы оборудования традиционных установок на органическом топливе. Отличие заключается в рабочих параметрах (относительно невысокое давление, отсутствие перегрева рабочей среды). Радиоактивность в рабочей среде может появиться при нарушении плотности (аварийная ситуация) теплопередающей поверхности, работающей в условиях значительных перепадов давления и температур.

Рассмотренная установка содержит все основные элементы двухконтурной ЯЭУ с ВВЭР.

6.2 Главный циркуляционный насос (ГЦН)

Ко всем насосам АЭС, обеспечивающим нормальный пуск, длительную эксплуатацию, плавный и аварийный останов энергоблока, предъявляются следующие требования:

- обеспечить надёжность и долговечность при заданных энергетических и кавитационных характеристиках;

- обеспечить полную герметичность неподвижных стыков и минимальные протечки через уплотнения вала;

- сохранять удовлетворительное вибрационное состояние при всех режимах работы;

- обеспечивать свободное температурное расширение отдельных узлов и деталей без нарушения их взаимной центровки;

- обладать минимальным количеством деталей при обеспечении их быстрой замены, т.е. обладать высокой ремонтопригодностью;

- быть удобными в монтаже, демонтаже и обслуживании;

- обеспечивать периодический контроль качества металла корпусных деталей в процессе эксплуатации;

- материалы проточной части должны быть стойкими в радиоактивных жидкостях и допускать дезактивацию щелочными и кислотными растворами;

- обеспечивать высокую степень автоматизации и дистанционного управления;

- обеспечивать безопасную эксплуатацию при всех режимах работы.

Ниже в качестве примера приведена схема ГЦН для реактора ВВЭР-1000.

Производительность насоса – 20000 м³/ч, мощность – 4800 кВт. В состав ГЦН входят цельнолитая улитка – корпус, съёмная часть, электродвигатель с верхней проставкой, маслосистема и система технической воды. Несущей конструкцией насоса является сварно-литая кольцевая рама с тремя опорными лапами 9. Насос устанавливается лапами на фундаменте подвижно на шаровых опорах 1, что позволяет ему перемещаться, следуя за температурными деформациями циркуляционного трубопровода, в пределах до 80 мм. Корпус насоса 14 с гидравлической частью опущен под биологическую защиту, а съёмная часть и электродвигатель 3 размещены внутри бокса, доступного для периодического кратковременного наблюдения за ГЦН во время работы реактора на мощности.

Вал 12 насоса и ротор 4 электродвигателя соединены с помощью шлицевых полумуфт и торсионного вала 6. На нижнем конце ротора электродвигателя расположен маховик 5. Вал насоса вращается в двух подшипниках: нижний – гидростатический, с питанием контурной водой от вспомогательного импеллера, верхний – радиально-осевой на масляной смазке. В верхней части осевого подшипника установлено храповое антиреверсивное устройство. Оно исключает вращение вала в обратную сторону, которое может возникнуть на неработающем насосе при неплотном закрытии обратного клапана на его нагнетании.

Крутящий момент от электродвигателя к насосу передаётся торсионной муфтой 7, которая заливается турбинным маслом через специально предусмотренное отверстие.

Для защиты от нейтронного прострела в районе улитки на фундаментной раме устанавливается кольцо толщиной 315 мм из стали 35Л. Перекрывающее кольцо толщиной 300 мм совмещено с нижней проставкой насоса и служит основанием для установки опорных лап.

Блок уплотнения 10, скомпонованный в три ступени, торцевого гидростатического типа. Для питания уплотнения запирающей чистой водой предусмотрен специальный контур с подпиточными насосами высокого давления и фильтрами-гидроциклонами для очистки воды от механических частиц более 10 мкм. В аварийных режимах питание уплотнения обеспечивается контурной водой с напора рабочего колеса 13 через специальный холодильник. Уплотняющие пары выполнены из силицированного графита, а остальные детали насоса – из нержавеющей стали 10Х18Н9Т.

Насос имеет достаточно длительный выбег. Через 30 с после отключения насоса подача его снижается всего в 2,7 раза.

Пуск ГЦН осуществляется прямым включением в сеть как на холодной, так и на горячей воде. При этом положение задвижек не регламентируется. Допускается пуск насоса при обратном токе теплоносителя в петле (при других работающих ГЦН). Насос рассчитан на гидравлическое испытание в составе трубопроводов первого контура давлением 25 МПа при температуре теплоносителя 50-130⁰С без подачи запирающей воды.

Лекция 10

7 Дымососы и вентиляторы газовоздушного тракта ТЭС

Цель лекции: познакомить с методикой выбора вентилятора и дымососа в соответствии с характеристиками газовоздушного тракта

7.1 Общие сведения о вентиляторах и дымососах

Для парогенераторов тепловых электростанций в СНГ выпускается около 50 типоразмеров вентиляторов и дымососов с производительностью 4,5-900 тыс. м³/ч и напором более 1000 мм вод. ст.

Вентиляторы ТЭС подразделяются по их назначению на следующие группы:

- вентиляторы дутьевые;

- вентиляторы мельничные;

- вентиляторы горячего дутья;

- дымососы основные;

- дымососы рециркуляционные.

Дутьевые вентиляторы (ВД) работают на холодном воздухе (Т £ 293 К), подавая его через систему воздухопроводов и воздухоподогреватель в топочную камеру. Вентиляторы горячего дутья (Г) работают на воздухе, подогретом до 473-673 К. Мельничные вентиляторы (М) применяются в системах пылеприготовления с шаровыми барабанными мельницами и подают смесь горячего вторичного воздуха с угольной пылью через горелки в топочную камеру.

Напор, развиваемый дутьевыми и мельничными вентиляторами, определяется сопротивлением воздушного и пылевоздушного трактов и необходимым давлением в топочной камере.

Основные дымососы транспортируют дымовые газы по газоходам парогенератора и дымовой трубе и совместно с последней преодолевают сопротивление этого тракта и системы золоулавливания.

Дымососы рециркуляции служат для отбора части дымовых газов из газоходов парогенератора и подачи их в топочную камеру с целью уменьшения шлакования, регулирования температуры перегрева пара и повышения общей экономичности агрегата.

Дутьевые вентиляторы, работающие на холодном воздухе, обычно выполняются с объёмными профилированными лопастями, отогнутыми назад (b₂ < 90⁰). К.п.д. таких вентиляторов достигает 88 %.

Условия работы вентиляторов горячего дутья и особенно мельничных вентиляторов и дымососов осложнены влиянием высокой температуры перемещаемой среды и наличием в ней угольной пыли или уноса (золы, шлаковых частиц различной крупности). Высокая температура перемещаемого газа вызывает нагрев рабочего колеса и вала машины. Это приводит к перегреву подшипников м уменьшению срока их службы.

Для предотвращения перегрева подшипников на вентиляторах горячего дутья и дымососах предусмотрено их охлаждение. Простейший способ охлаждения подшипников состоит в том, что в масляную ванну корпуса подшипника вводится трубчатый змеевик, пропускающий холодную воду. Смазочные кольца, свободно висящие на валу, подают охлаждённое масло из ванны подшипника в зазор между вкладышем и шейкой вала. Подогреваемое в подшипниках масло стекает в ванну, отводя тепло из подшипника и охлаждая его.

В вентиляторах горячего дутья и дымососах большой мощности смазочное масло сливается непрерывно из корпусов подшипников в бак, служащий для сбора и отстаивания масла. Из бака масло забирается шестерёнчатыми насосами и подаётся через фильтр и трубчатый охладитель под давлением в подшипники нагнетателя.

Для уменьшения теплового потока по валу в подшипники в месте выхода вала из корпуса нагнетателя на нём монтируется вспомогательное вентиляторное колесо, просасывающее внешний холодный воздух через кольцевые щели, окружающие вал.

В дымососах, подающих газ, содержащий мелкие абразивные частицы золы и шлака, в мельничных вентиляторах происходит интенсивный износ внутренних поверхностей корпуса и рабочего колеса. При этом вследствие несимметричности подвода рабочие колёса разбалансируются и теряют прочность, сокращаются межремонтные сроки, экономичность работы установки падает. Меры против абразивного износа предусматриваются в конструкции машины и в её компоновке с газоходами применением сменных защитных листов из твёрдого металла. Этими листами бронируются корпуса

вентиляторов и газоходы в тех местах, где поток, меняя направление, даёт выпадение абразивных частиц на поверхность.

Износ дымососов и мельничных вентиляторов существенно зависит от частоты вращения. Для работы при заданной подаче и напоре желательно применение меньшей частоты вращения. При этом размеры нагнетателя будут увеличены. Работа трения абразивных частиц распределяется на большую поверхность, износ будет менее интенсивным.

При протекании запылённого газа через рабочее колесо поток изменяет направление от осевого к радиальному, и твердые частицы под влиянием центробежных сил выпадают на втулку и основной диск, постепенно истирая их. При пересечении потоком вращающейся решётки лопастей происходит выпадение абразивных частиц в некоторых местах лопастей, приводящих их к разрушению. Полное предотвращение износа деталей рабочего колеса невозможно. Уменьшение износа достигается наплавкой твердых металлов в тех местах, где в данной конструкции проявляется износ. Толщина слоя наплавки составляет от 2 до 4 мм. Срок службы рабочего колеса при наплавке увеличивается в 3-4 раза.

На рисунке 46 дана схема конструкции дутьевого вентилятора одностороннего всасывания. Рабочее колесо 1 вентилятора с лопастями переменной ширины, посаженное на консоль вала, располагается в сварном спиральном корпусе 2, крепящемся на фундаменте раздельно от электродвигателя 3 и блока подшипников 4. На входной воронке 5, обеспечивающей постепенное изменение скорости потока при подводе к рабочему колесу, крепится блок 6 осевого направляющего аппарата, регулирующего подачу.

Основные параметры вентиляторов этого типа при диаметрах рабочего колеса D₂ = 600-2000 мм: Q = 4400-200000 м³/ч; H = 970-6100 Па; N = 173-590 кВт; h = 67-70 %; n = 750-1430 об/мин.

На рисунке 47 показана конструкция дымососа двухстороннего всасывания. Рабочее колесо 1 посажено на полый вал, опирающийся на подшипники 2, вынесенные из газового потока. Подвод дымового газа к рабочему колесу через боковые карманы 3 и входные конические воронки 4, в которых располагаются направляющие аппараты 5 осевого типа.

Диаметры рабочих колес дымососов этого типа D₂ = 1800-2600 мм. Основные параметры: Q = 240000-500000 м³/ч; H = 1500-3500 Па; N = 120-585 кВт; n = 735 об/мин; h = 0,83.

7.2 Выбор дымососов и вентиляторов

Вентилятор или дымосос (дутьевая машина) выбирается таким образом, чтобы обеспечить производительность и давление, определённые при расчете воздушного и газового трактов, и потреблять наименьшее количество энергии.

Выбор дутьевой машины производится по её характеристикам или расчётным путём.

Характеристика дутьевой машины представляет собой графические зависимости создаваемого машиной давления (Р, Па), потребляемой мощности (N, кВт), к.п.д. (h, %) от производительности (Q, м³/с).

При расчёте необходимо определить производительность дутьевой машины, равную объёму перемещаемого газа в единицу времени, измеренную во входном сечении. Для этого определяется полное давление, развиваемое вентилятором, разность полных давлений на выходе из вентилятора и на входе в него

Па,

(81)

где р_ст.вх и р_ст.вых – абсолютное статическое давление во входном и

выходном сечениях дутьевой машины, Па;

r - плотность газа во входном сечении дутьевой машины, кг/м³;

w_вх, w_вых - скорость газа во входном и выходном сечениях, м/с.

Необходимая расчётная производительность дутьевой машины определяется с учётом условий всасывания, т.е. избыточного давления или разрежения и температуры перед машиной, и представляет собой действительный объём газа, который должен перемещать вентилятор.

м³/с,

(82)

где V – расход газа или воздуха при номинальной нагрузке котла,

определённый при расчёте котла и газохода для абсолютного

давления 98100 Па, м³/с;

z – количество одинаковых параллельно работающих машин;

р_бар – барометрическое давление в месте установки машины, Па;

р_вх – разрежение (–) или избыточное давление (+) во входном

сечении машины, Па;

b₁, b₂ – коэффициенты запаса по производительности и

давлению, определяемые по таблице 1.

Таблица 1 – Коэффициенты запаса для выбора тягодутьевых машин

Наименование тягодутьевой машины

Коэффициент запаса

По производительности, b1

По давлению, b2

Дутьевой вентилятор и дымосос

Дутьевой вентилятор и дымосос при расчёте котельного агрегата на пиковую нагрузку

Дымосос рециркуляции газа и вентилятор рециркуляции воздуха

1,1

1,03

1,05

1,2

1,05

1,10

Необходимое полное расчётное давление, которое должен развивать вентилятор, определяется по формуле

Па,

(83)

где Dр_п – перепад полных давлений в тракте при номинальной нагрузке котла, определённой при расчёте газового или воздушного тракта, Па.

Выбор вентилятора по характеристике. На рисунке 48 приведён пример характеристик центробежного и осевого вентиляторов. Характеристики даны при различных углах поворота лопаток входного направляющего аппарата.

Для выбора вентилятора по характеристике полное рабочее давление Р_р необходимо привести к условиям, для которых составлена характеристика вентилятора

Па.

(84)

Так как характеристика вентилятора составлена для работы на воздухе при нормальных условиях, то коэффициент К_r определяется по формуле

(85)

где r₀ – плотность перемещаемого газа при 0⁰С и 98100 Па, кг/м³;

t – температура газа перед вентилятором, ⁰С;

t_хар – температура, при которой составлена характеристика, ⁰С.

Определённые по (82) и (84) Q_р и Р_р^пр, соответствующие расчётному режиму выбираемого вентилятора, должны лежать на его характеристике. Точка пересечения характеристики тракта с предельной верхней характеристикой полного давления вентилятора определяет максимальную производительность вентилятора в данном тракте и называется начальным режимом по условиям регулирования.

Подпись: б)
р Подпись: Рисунок 48 – Пример характеристики центробежного (а) и осевого (б) вентиляторов. j – угол
установки лопастей направляющего аппарата; h – к.п.д. машины

Выбор вентилятора производится таким образом, чтобы точка с параметрами Q_p и P_p^np располагалась на характеристике в зоне высокого к.п.д., обычно не менее 90 % максимальных значений к.п.д. по характеристике.

Регулирование. Наиболее простой способ регулирования – шибером в тракте, но этот способ является наименее экономичным, так как прикрытие шибера не влияет на характеристику Q – P машины, а лишь искусственно повышает сопротивление тракта. Эксплуатационный к.п.д. машины при шиберном регулировании снижается пропорционально отношению требуемого перепада давлений по характеристике тракта DР_п к давлению Р, развиваемому машиной при данном расходе

(86)

где h – к.п.д. машины по заводской характеристике при том же расходе

Более экономичны способы регулирования воздействием на характеристику Q – P. К ним относятся регулирование изменением частоты вращения и регулирование направляющим аппаратом.

При изменении скорости вращения параметры Q и P машины изменяются следующим образом

(87)

Отсюда получается равенство (60)

Наиболее распространённым способом регулирования является регулирование направляющим аппаратом, которое конструктивно является довольно простым, удобно при обслуживании и удовлетворительно по экономичности.

Мощность, потребляемая вентилятором на валу машины, на всех режимах определяется по формуле

(88)

где Q и DР – расход, м³/с, и перепад полных давлений в тракте, Па;

h_э – эксплуатационный к.п.д. машины, определяется по заводским

характеристикам;

y – коэффициент сжимаемости газа

;

k – показатель адиабаты.

Расчётная мощность двигателя определяется по потребляемой с запасом b₃ = 1,05:

(89)

Эксплуатационная экономичность вентиляторной установки определяется значением кпд установки в целом h_уст, учитывающей к.п.д. привода

(90)

Список литературы

1 Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. – М.: Энергия,

1977. – 424 с.

2 Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы. – М.:

Стройиздат, 1990. – 336 с.

3 Рихтер Л.А., Елизаров Д.П., Лавыгин В.М. Вспомогательное

оборудование тепловых электростанций. – М.: Энергоатомиздат, 1987. – 216 с.

4 Малюшенко В.В., Михайлов А.К. Энергетические насосы:

Справочное пособие. – М.: Энергоиздат, 1981. – 200 с.

5 Малюшенко В.В., Михайлов А.К. Насосное оборудование тепловых

электростанций. – М.: Энергия, 1975. – 280 с.

6 Аэродинамический расчёт котельных установок (нормативный

метод). – Л.: Энергия, 1977. – 256 с.

7 Ядерные энергетические установки./ Под общ. ред. Н.А. Доллежаля. –

М.: Энергоатомиздат, 1990. – 629 с.

8 Марцинковский В.А., Ворона П.Н. Насосы атомных электростанций.

– М.: Энергоатомиздат, 1987. – 256 с.

9 Митенков Ф.М., Новинский Э.Г., Будов В.М. Главные

циркуляционные насосы АЭС. – М.: Энергоатомиздат, 1984. – 320 с.

Содержание

Введение

1 Основные параметры нагнетателей

1.1 Подача

1.2 Напор

1.3 Мощность

1.4 Антикавитационный запас

1.5 Высота всасывания насоса

1.6 Быстроходность насоса

2 Классификация нагнетателей

2.1 Объёмные нагнетатели

2.2 Динамические нагнетатели

2.3 Лопастные нагнетатели

3 Центробежные насосы и вентиляторы

3.1 Конструкция центробежного насоса

3.2 Напор центробежного нагнетателя

3.3 Влияние угла b₂ рабочих лопастей на создаваемый напор

3.4 Характеристики лопастных нагнетателей

3.5 Работа насоса в сети

3.6 Регулирование подачи

3.7 Совместная работа нагнетателей в сети

4 Осевые насосы и вентиляторы

4.1 Основные уравнения, характеризующие осевой нагнетатель

4.2 Напор и мощность

4.3 Характеристики осевых нагнетателей и регулирование подачи

5 Насосы ТЭС

5.1 Насосы в тепловой схеме

5.2 Питательные насосы

5.3 Конденсатные насосы

5.4 Сетевые насосы

5.5 Насосы системы циркуляционного водоснабжения

5.6 Вспомогательные насосы

6 Насосы атомных электростанций

6.1 Реакторные установки типа ВВЭР

6.2 Главный циркуляционный насос

7 Дымососы и вентиляторы газовоздушного тракта ТЭС

7.1 Общие сведения о вентиляторах и дымососах

7.2 Выбор дымососов и вентиляторов

Список литературы

Св. план 2004 г., поз. 96

Александр Иванович Соколов

ВСПОМОГАТЕЛЬНОЕ ОБОРУДОВАНИЕ ТЭС

Насосы и вентиляторы

Конспект лекций

(для студентов всех форм обучения специальностей 220140 – Тепловые электрические станции и 110440 – Ядерные реакторы и энергетические установки и 050717 - Теплоэнергетика)

Редактор Сыздыкова Ж.М.

Подписано в печать Формат 60*84 1/16

Тираж 50 экз. Бумага типографская № 1

Объем 5,1 уч-изд. л. Заказ №

Цена 162 тенге

Копировально-множительное бюро

Алматинского института энергетики и связи

050013, Алматы, ул. Байтурсынова, 126