|
|
технол лек 1. Учебник соответствует учебной программе и предназначен для студентов фармацевтических высших учебных заведений и факультетов
??????? ????????????????
???????
??????? ??????? ??
??????????? ? Для небольших коротких трубопроводов диаметр определяют по заданному расходу жидкости по формуле
Противоречивый характер затрат дает минимум общих затрат энергии, что соответствует определенному диаметру трубопровода (рис. Этот диаметр и будет оптимальным. Как видно, решение задачи выбора диаметра трубопровода требует не только технических, но и экономических расчетов.
Поэтому подобные расчеты проводят только для больших сооружений.
Рис. 6.12. Расчет диаметра трубопровода
Годовые затраты 1 3 5 ??? 4 w Q d ? = , (где w опт – оптимальная скорость движения жидкости в трубопроводе. На основании обширных практических данных w опт для различных сред принимается: жидкости – ч м/с, газа – ч м/с, насыщенного водяного пара – ч м/с, перегретого водяного пара – ч мс. Гидродинамика кипящих (псевдоожиженных) зернистых слоев Во многих процессах фармацевтической технологии происходит движение жидкостей или газов через слои материалов. Форма и размеры элементов зернистых слоев весьма разнообразны гранулы, таблетки, кусочки катализаторов или адсорбентов и т.д. Зернистый слой характеризуется размером его частиц, удельной поверхностью и долей свободного объема. Удельная поверхность а (мм) представляет поверхность элементов или частиц материала, находящихся в единице объема, занятого слоем. Доля свободного объема или порозность ? выражает объем свободного пространства между частицами в единице объема, занятого слоем. Нетрудно доказать, что эквивалентный диаметр каналов в зернистом слое выразится соотношением a d ? = 4 ? . (Кроме этого, действительную скорость движения газа в каналах слоя лучше всего выразить через так называемую фиктивную скорость соотношением w = , (где w 0 – фиктивная скорость, равная отношению объемного расхода газа по всей площади поперечного сечения слоя. Если через слой неподвижно лежащих твердых частиц пропускать восходящий поток газа или жидкости, постепенно увеличивая его скорость, то при определенной скорости, называемой критической, аэродинамическая сила, действующая на твердые частицы со стороны потока газа, уравновесит силу тяжести и силы сцепления между частицами, твердые частицы приобретут подвижность и будут перемещаться в слое, те. слой твердых частиц перейдет в псевдоожиженное состояние. Свойства псевдоожиженных
1 3 слоев зависят от диаметра и удельного веса твердых частица также от физических свойств ожижающего агента.
Оценить величину критической скорости (ее называют скоростью минимального псевдоожижения w пв
) можно через значение критерия
Рейнольдса по формуле 5
+
1400
Ar
=
Re
??
,
, (где Ar – критерий Архимеда d
w
– критерий Рейнольдса.
При расчете скорости псевдоожижения с помощью этого уравнения вычисляют сначала значения критерия Ar по выражению, затем находят величину Re пв
, и с учетом (6.72) и (6.73) величину w пв
Таким образом, при условии w > w пв зернистый слой переходит в псевдоожиженное состояние. При дальнейшем увеличении скорости газа (6.12) слой будет расширяться (средняя по слою порозность будет увеличиваться).
Рис. 6.13. Зависимость высоты зернистого слоя и его гидравлического сопротивления от скорости потока
Однако скорость газа нельзя увеличивать неограниченно. Если скорость газа превзойдет скорость витания w св одиночной частицы,
то все твердые частицы будут вынесены потоком газа из аппарата.
Для нахождения скорости витания одиночной частицы можно воспользоваться формулой 18
Ar
Re
?.?
+
=
. (Иногда при расчете псевдоожиженного зернистого слоя необходимо найти не скорость, а порозность при заданной фиктивной скорости. В этом случае пользуются формулой 0
2
Ar
0,36Re
18Re
?
,
???
?
???
?
+
=
. (6.76)
1 3 Список литературы. Ландау Л.Д., Лифшиц ЕМ. Теоретическая физика Учеб. пособие.
В 10 т. Т. Гидродинамика. е изд, перераб. М Наука, 1986. 736 с. Дюрин А.К., Борщевский ЮТ, Яковлев НА. Основы механики многокомпонентных потоков. Новосибирск Изд-во СО АН СССР, 1965.
3. Соу С. Гидродинамика многофазных систем. М Мир, 1971. 536 с . Протодьяконов ИО, Чеснок о в ЮГ. Гидромеханика псевдоожиженного слоя. Л Химия, 1982. 264 с. Лойцянский Л.Г. Механика жидкости и газа. е изд. М Наука. 848 с. Ривкинд В.Я., Сиговцев Г.С.//Газодинамика и теплообмен. Вып. С. 211 — 217.
7. Абрамович Г.Н. Теория турбулентных струй. М Физматгиз, 1980.
715 с. Классен П.В., Гришаев И.Г. Основы техники гранулирования.
М.: Химия, 1982. 272 с. Рабинович Е.З. Гидравлика. М Наука, 1974. 296 с. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. М Госкомиздат, 1960.
1 3 Глава 7. ПЕРЕМЕЩЕНИЕ ЖИДКОСТЕЙ. Общие сведения Для перемещения жидкостей, связанного с преодолением сил трения, местных сопротивлений, а также с затратами энергии на подъем жидкости с низшего на высший уровень по трубопроводами аппаратам, служат гидравлические машины – насосы. Отводимая от двигателя энергия преобразуется в насосе в энергию потока жидкости, повышая ее давление. По виду рабочей камеры и сообщения ее с входом и выходом насоса различают насосы объемные и динамические. В объемных насосах жидкость перемещается в результате периодического изменения занимаемого ею объема камеры, попеременно сообщающейся с входом и выходом насоса. В динамических насосах жидкость перемещается под воздействием на нее сил в камере насоса, которая постоянно сообщается сего входом и выходом. К динамическим насосам относятся центробежные, осевые, вихревые, струйные, к обычным – поршневые и ротационные. Насосы каждой из указанных групп различаются по конструктивным признакам. Основные параметры насосов Основными параметрами насоса, по которым выбирают из каталогов завода-изготовителя насос любого типа, являются производительность, напори мощность. Производительность , или подача, Q (м 3 /ч), определяется объемом жидкости, подаваемой насосом в нагнетательный трубопровод за единицу времени и находится для двух групп насосов по-разному: для динамической – опытными исследованиями, для объемных – по конструктивным размерам. Напор – H (метры перекачиваемой жидкости) характеризует удельную энергию, которая сообщается насосом единице веса перекачиваемой жидкости. Сообщаемая жидкости энергия необходима для покрытия всех затрат, возникающих при движении по трубопроводной сети из одного аппарата в другой. Поэтому создаваемый напор определяется размерами трубопроводной сети, наличием запорной арматуры и другими устройствами. Рассмотрим общую ситуацию (рис, когда насос 2 из емкости с давлением над жидкостью Р перекачивает жидкость в емкость с давлением Р. При этом на трубопроводе установлен манометр перед насосом, измеряющий давление во всасывающем патрубке Р вс , и после насоса, измеряющий давление в напорном патрубке Р н . Расстояние по вертикали между уровнями установки двух манометров – h. Пусть геометрическая высота подъема жидкости – Н г 1 3 Рис. 7.1. Схема для расчета напора насоса, 3 – емкости 2 – насос Запишем уравнение Бернулли для сечений 0 – 0 и 1 – 1 (это можно сделать, так как на этом участке нет источников и потребителей энергии, взяв за плоскость сравнения уровень жидкости в исходной емкости 1 1 2 2 h g w g P H g w g P + + ? + = + ? . (Для сечения 1 – 1 и 2 – 2 получим 2 2 ? 2 ? ? ?? 2 2 h g w g P H g w g P h H + + ? + = + ? + + . (Скорость w 1 ?? w вс в уравнении (7.1), как инв (поэтому уравнения упростятся, и тогда напор, представляемый как удельная энергия жидкости, для всасывающего трубопровода запишется 2 ?? ?? ?? ?? 2 h g P g w g P H H ? ? = + ? + = . (Для нагнетательного трубопровода g P H g w g P h H H + ? + = + ? + + = . (Разность между напорами в нагнетаемой и всасывающей линиях и создает собственно насос. Тогда, вычитая (7.3) из (7.4) левые и правые части, получим расчет создаваемого напора w w h H ? ? + ? + = ?? ? 2 ?? 2 ? 2 . (Обычно диаметры всасывающего и нагнетательного патрубков одинаковы, а значит, w н = w вс В связи с этим уравнение (7.5) упростится 1 4 0 g P P h H ? ? + = ?? ? . (Таким образом, напор действующего насоса может быть определен как сумма разности показания манометров (выраженных в метрах столба перекачиваемой жидкости) и расстояния по вертикали между точками расположения этих приборов. Вычитая правые части, получим 2 ? h g P P H H + ? ? + = . (Из уравнения (7.7) следует, что напор насоса равен сумме трех слагаемых геометрической высоте подъема жидкости, преодолению разности давлений в напорной и приемной емкостях и общему гидравлическому сопротивлению во всасывающем и нагнетательном патрубках. Как правило, уравнением (7.7) пользуются при подборе насосов для технологических установок. Уравнения (7.5) и (7.6) используют для расчетов напора при проектировании насосов. Кроме этого, одной из важных характеристик является высота всасывания. Высота всасывания может быть определена из (7.3): ??? ? ??? ? + ? + ? ? ? = ?.?? 2 ?? 2 ? ?? 1 ?? 2 h g w w g P g P H . (Допуская, что w 1 ? 0, получим g w g P g P H . (Значит, высота всасывания насоса увеличивается с возрастанием давления P 1 в приемной емкости и уменьшается с увеличением давления P вс , скорости жидкости w вс и общих потерь напора h п.вс во всасывающем трубопроводе. При нормальной работе насоса давление P вс не должно быть слишком низким, а должно быть больше давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости при температуре перекачиваемой жидкости. Если условие P вс >P н.п не выполняется, тов соответствующих зонах происходит парообразование, что приводит к закипанию жидкости, образуются полости, следствие этого – нарушение сплошности жидкостного потока в колесе насоса. При попадании такой неоднородной жидкости в область более высокого давления происходит конденсация паров и захлопывание образовавшихся паровых полостей. Внешне это проявляется в снижении подачи, шуме, ударах, в таком режиме длительная работа может привести к разрушению насоса. Указанное явление называется кавитацией 1 4 Следовательно g w g P g P H . (Следует отметить, что высота всасывания при перекачивании из открытых резервуаров не может быть больше высоты столба перекачиваемой жидкости, соответствующему атмосферному давлению. Так, например, при перемещении воды высота всасывания даже теоретически не может быть болеем, ртути – 760 мм и т.д. Полезная мощность п, затрачиваемая насосом на сообщение жидкости энергии, равная произведению напора Н на весовой расход жидкости п g ?QH. (Фактическая мощность N, потребляемая насосом, больше полезной мощности вследствие потерь энергии в насосе и при его передаче. Это обстоятельство учитывается введением КПД насоса н, (где н = ? V ? г ? мех ? пер ? дв , (7.13) ? V – объемный КПД, представляющий собой отношение действительной производительности к теоретической, учитывая потери производительности при утечках жидкости через зазоры и сальники насоса; ? г – гидравлический КПД, учитывающий потери напора при движении жидкости через насос; ? мех – механический КПД, учитывающий потери мощности на механическое трение в насосе; ? пер – КПД передачи, учитывающий потери мощности в передаче от электродвигателя к насосу; ? дв – КПД двигателя, учитывающий потери мощности в самом электродвигателе. Обычно КПД насоса равен ч. Поршневые насосы Поршневые насосы являются основным видом объемных насосов. Поршневой насос работает следующим образом. При движении поршня слева направо (рис. 7.2) в пространстве клапанной коробки создается разрежение, всасывающий клапан 2 открывается и по всасывающему трубопроводу 1 жидкость поступает в цилиндр При движении поршня справа налево открывается нагнетательный клапан 3 и жидкость за счет уменьшения объема цилиндра подается в нагнетательный трубопровод 4. Таким 1 4 образом, в насосе простого действия за один оборот вала происходит одно возвратно-поступательное движение поршня, те. одно всасывание. Рис. 7.2. Поршневой насос простого действия – всасывающий трубопровод 2 – всасывающий клапан 3 – нагнетательный клапан 4 – нагнетательный трубопровод 5 – цилиндр 6 – поршень – уплотнительные кольца 8 – кривошипно-шатунный механизм По числу всасываний или нагнетаний, осуществляемых за один оборот кривошипа или за два хода поршня, поршневые насосы делятся на насосы простого и двойного действий. Насосы двойного действия обеспечивают более равномерное движение жидкости во всасывающем и нагнетательном трубопроводах (рис. 7.3). 3 3 2 Однако наличие четырех клапанов снижает их надежность, так как отказ в работе любого клапана уже нарушает нормальную работу насоса. В зависимости от конструкции поршня различают поршневые и плунжерные насосы. В поршневых насосах основным рабочим органом является поршень 6 (рис. 7.2) или 1 (рис. 7.3), снабженный уплотнительными кольцами 7, пришлифованными к внутренней зеркальной поверхности. Такая конструкция позволяет уменьшить потери перекачиваемой жидкости через движущийся поршень по цилиндру. В таком насосе имеются две клапанные пробки, в которых заключены два всасывающих и два нагнетательных клапана. При движении поршня вправо и влево происходит одновременно всасывание и нагнетание жидкости, что в значительной мере повышает равномерность движения жидкости в трубопроводах. Рис. 7.3. Поршневой насос двойного действия – поршень 2 – нагнетательные клапаны – всасывающие клапаны 1 4 В плунжерных насосах (рис) плунжер не имеет уплотнительных колец и отличается от поршня значительно большим отношением длины к диаметру. При этом происходят незначительные утечки жидкости из-за большого гидравлического сопротивления жидкости, пытающейся пройти между цилиндром и плунжером на большой длине сопротивления последних 3 1 поршня S и число оборотов кривошипно-шатунного механизма равно n, то теоретическая производительность поршневого насоса простого действия т равна: Q т = FSn. (Для насоса двойного действия производительность будет другой, так как за один оборот происходит два раза всасывание и два раза – нагнетание. Но простое сложение производительности, определяемой по формуле (7.14), будет неверно, так как область справа от поршня загромождена соединительным штоком, необходимым для соединения кривошипно-шатунного механизма с поршнем. Тогда за n оборотов кривошипа теоретическая производительность насоса двойного действия составит: Q т = FSn + (F – f) Sn = (2F – f) Sn, (где f – площадь поперечного сечения штока. Действительная производительность насоса Q всегда меньше теоретической и обусловлена наличием утечек жидкости через неплотности в сальниках, клапанах, местах соединения с трубопроводами. Все эти потери учитывает коэффициент подачи, или объемный КПД ? V , а значит = Q ? V Коэффициент подачи ? V обычно колеблется в интервале 0,8 ч0,95 и определяется в основном качеством изготовления насоса. В поршневых насосах жидкость при всасывании занимает в цилиндре объем, освобождаемый поршнем. При нагнетании этот объем, если не учитывать утечки жидкости через клапаны, уплотнительные кольца и т.д., вытесняется поршнем в нагнетательный трубопровод. Тогда производительность (теоретическая) будет определяться объемом, описываемым поршнем в единицу времени. Если площадь поперечного сечения F, длина хода Рис. 7.4. Схема плунжерного насоса – цилиндр 2 – плунжер 3 – всасывающий клапан 4 – нагнетательный клапан 1 4 Напор поршневого насоса любого типа не зависит от производительности и ограничивается жесткостью (прочностью) конструкции, что является одним из основных преимуществ насосов этой группы. Поэтому для создания больших напоров применяют насосы поршневого типа. Но вместе с таким достоинством поршневые насосы обладают существенным недостатком: неравномерностью подачи жидкости в нагнетательный трубопровод. Из анализа теории кривошипно-шатунного механизма поступательное движение поршня в цилиндре определяется углом поворота кривошипа. Тогда производительность насоса простого действия будет изменяться согласно закону движения поршня (рис. 7.5, а ? 2? 3? 4? 5? ?? ?? ??? ? ?? ??? ? ? 0 ? 2? 3? 4? 5? ?? ?? ? ?? ? ? 0 ? 2? 3? 4? 5? ?? ?? ? Рис. 7.5. Диаграмма подачи поршневых насосов: а – простого действия б – двойного действия в – тройного действия У насосов двойного действия, который одновременно всасывает и нагнетает поочередно (рис. 7.5, б, пульсаций подачи жидкости становится меньше. Практически полного отсутствия пульсаций можно добиться, применяя насосы тройного действия (триплексы- насосы, представляющие собой три встроенных насоса, кривошипы которых расположены под углом 120 0 друг относительно друга. Полезную мощность поршневых насосов можно определить по индикаторной мощности, равной в некотором масштабе площади индикаторной диаграммы. Индикаторная диаграмма показывает зависимость абсолютного давления жидкости в цилиндре от пути, пройденного поршнем 1 4 На рис. 7.6 представлена индикаторная диаграмма поршневого насоса простого действия: клапан закрывается. По достижении давления нагнетания Р н открывается нагнетательный клапан – d – процесс нагнетания жидкости. Происходит выталкивание жидкости в нагнетательный трубопровод – a – момент, когда поршень находится в крайнем левом положении и готов идти вправо. Давление в цилиндре резко падает, нагнетательный клапан закрывается, а всасывающий – после достижения Р вс открывается. Затем цикл повторяется. Зная площадь индикаторной диаграммы инд, можно определить индикаторную мощность: N инд = инд F инд , (7.17) где инд – масштаб площади индикаторной диаграммы, а затем и полезную мощность: N п = N инд ? инд где инд = ? V г – индикаторный КПД. Центробежные насосы В центробежных насосах всасывание и нагнетание жидкости происходят одновременно, чем достигается равномерная подача. Это происходит за счет действия центробежной силы при вращении рабочего колеса с лопатками, заключенного в спиралеобразный корпус. Центробежный насос (рис) состоит из корпуса 2, имеющего спиралевидный канал, в котором вращается рабочее колесо укрепленное навалу На рабочем колесе 3 укреплены лопасти 5, между которыми располагаются каналы для прохода жидкости. Подача жидкости в насос осуществляется через всасывающий штуцер 1, соединенный a – b – процесс всасывания жидкости в цилиндр. При этом давление в цилиндре намного меньше давления всасывания. Это различие давлений необходимо для поддержания всасывающего клапана в открытом состоянии – c – момент, когда поршень дошел до крайнего правого положения и пытается пойти влево. Давление жидкости резко возрастает (из-за незначительной сжимаемости, всасывающий Рис. 7.6. Индикаторная диаграмма поршневого насоса простого действия 1 4 с центральной частью рабочего колеса. Под действием центробежной силы жидкость проходит по каналам рабочего колеса и отбрасывается к его периферии, приобретая при этом кинетическую энергию 4 5 2 3 строго соблюдать (вращение рабочего колеса должно быть направлено в противоположную сторону загиба лопастей, иначе насос не будет создавать должного перепада давления. Центробежные насосы широко применяются в химико- фармацевтическом производстве, что объясняется их высокой производительностью, небольшими размерами, возможностью непосредственного присоединения к электродвигателю. Кроме того, центробежные насосы просты по конструкции, и это позволяет изготавливать их из разнообразных материалов. Последнее обстоятельство делает насосы данного типа незаменимыми при перекачивании агрессивных жидкостей. Производительность центробежных насосов зависит от большого числа факторов и определяется специальными расчетами. На практике выбор насоса заданной производительности и напора осуществляется по каталогу. Обычно заводами выпускаются насосы на определенную производительность Q, высоту напора H , частоту вращения n и мощность N. Однако при эксплуатации часто приходится использовать насос для других условий работы, что изменяет все его рабочие показатели. С этой целью необходимо знать взаимосвязь между всеми рабочими параметрами насоса. В спиралевидном канале корпуса насоса кинетическая энергия жидкости превращается в энергию давления и жидкость выбрасывается в нагнетательный штуцер Давление, развиваемое центробежным насосом, зависит от скорости вращения рабочего насоса. Вследствие значительных зазоров между насосом и корпусом, обеспечивающих безопасную работу насоса, разряжение, возникающее при вращении колеса, недостаточно для подъема жидкости по всасывающему трубопроводу. Особенность центробежного насоса заключается в том, что для начала его работы необходимо заполнение жидкостью внутренней полости корпуса с рабочим колесом. Только в этом случае при запуске насоса возникает центробежная сила, которая вызовет перемещение жидкости и создаст перепад давления. Направление вращения рабочего колеса насоса необходимо Рис. 7.7. Центробежный насос – всасывающий штуцер – корпус 3 – рабочее колесовал лопасти рабочего колеса, 6 – нагнетательный штуцер 1 4 Производительность и напор центробежного насоса зависят от числа оборотов рабочего колеса. Если изменить число оборотов насоса от n 1 до n 2 , то производительность изменяется прямо пропорционально n 1 2 1 2 = . (Напор, развиваемый насосом, пропорционален квадрату числа оборотов n 1 2 1 2 2 = ? ? ? ? ? ? . (Поскольку потребляемая насосом мощность NQH при различных числах оборотов, получим соотношение n 1 2 1 2 3 = ? ? ? ? ? ? . (Уравнения (7.19) – (7.21) носят название законов пропорциональности, которые соблюдаются при изменении числа оборотов колеса не более чем в 2 раза. На практике нет строгого соблюдения полученных зависимостей, так как с уменьшением одного рабочего параметра изменяются и другие, в частности КПД насоса. Поэтому для каждого насоса следует определять эти зависимости опытным путем. Графическую зависимость основных параметров центробежного насоса (развиваемого напора Н, мощности навалу, КПД ? от его производительности Q) называют характеристиками насоса(рис. формулы (6.62), (6.65), (6.70)) после небольших преобразований можно определить, что потери напора пропорциональны квадрату расхода жидкости п = k Q 2 . (Подставив (7.22) в (7.7), нетрудно заметить, что 2 1 2 ? kQ A kQ g P P H H + = + ? ? + = , (Эти характеристики определяют при испытании центробежного насоса и приводят в каталогах и паспортах к насосу. Работа центробежного насоса должна рассматриваться совместно с трубопроводной сетью, к которой он подключен, так как подача и напор устанавливаются в зависимости от сопротивления трубопровода. В общем случае при рассмотрении сопротивления трубопровода Рис. 7.8. Характеристики центробежного насоса (при n=const) 1 4 где А, k – константы, между напором Ни производительностью устанавливается параболическая зависимость. На рис. 7.9 приведены характеристики трубопровода и насоса, из сопоставления которых видно, что при работе на данный трубопровод насос не может обеспечить подачу больше Q 1 , хотя по характеристике насоса возможна большая подача, но при напоре, меньшем H 1 . Увеличение производительности возможно лишь приуменьшении гидравлического сопротивления сети, что влечет за собой уменьшение гидравлического сопротивления сети h п, т.е. означает уменьшение коэффициента k в уравнении (7.23). 2 ????? ???? Q Q H, N, ? 1 Схему параллельного соединения насосов (рис. 7.10, б) используют для увеличения подачи в трубопровод. При этом общую характеристику 4 получают путем сложения значений производительности при каждом значении напора 3. Q 1 Q 3 4 ? 1 2? 1 ? Q 1 2Q 1 Q ? 1 а б Рис. Совместная работа насосов: а – при последовательном подключении б – при параллельном подключении Тогда характеристика сети изобразится пунктирной линией и точка 1 сместится вправо в точку При недостаточном напоре или производительности возможно подключение центробежных насосов последовательно или параллельно. Последовательное соединение насосов применяют для увеличения давления на выходе из системы насосов. Общий вид характеристик последовательно соединенных насосов остается аналогичным характеристике одного насоса 1, однако ее получают путем сложения напоров насосов для каждого значения производительности (рис. 7.10, а). Рис. 7.9. Характеристики трубопровода и насоса – характеристика трубопровода – характеристика насоса 1 4 9 7.5. Насосы других типов Шестеренчатые насосы состоят из пары шестерен 2 с внутренним или внешним зацеплением, которые помещены в корпус 1 (рис. 7.11). При вращении шестерен вместе выхода их из зацепления создается разрежение и жидкость из приемного трубопровода 3 поступает в корпус насоса. В том месте, где шестерни входят в зацепление, жидкость выдавливается из пространства между зубьями и нагнетается в напорный трубопровод Пластинчатые насосы применяются для перемещения чистых, не содержащих твердых примесей жидкостей при умеренных производительностях и напорах. Вихревые насосы состоят из корпуса 1 (рис, рабочего колеса 2, имеющего лопасти 3 со скосами 4. Жидкость поступает через всасывающий патрубок 5, отбрасывается центробежной силой в кольцевой канал, в котором за счет скоса лопастей многократно приобретает вихреобразное движение. В результате многократного контакта между перекачиваемой жидкостью и рабочим колесом достигаются более высокие напоры, чему центробежных. Шестеренчатый насос прост по конструкции, в нем отсутствуют клапаны, он непосредственно присоединяется к двигателю и обеспечивает большую высоту напора при колебании производительности от десятых долей м 3 /ч до 50 м 3 /ч. Благодаря этим качествам насос с успехом применяется для перекачивания небольших количеств чистых вязких жидкостей, обеспечивая значительные перепады давления. Пластинчатые насосы имеют вращающийся ротор 1, установленный эксцентрично в корпусе и снабженный подвижными пластинами 3 (рис.7.12). Пластины прижимаются к корпусу силой пружины, центробежной силой или давлением подводимой по оси насоса жидкости. Отсекаемые между пластинами и корпусом объемы жидкости при вращении ротора вытесняются в напорный трубопровод. Пластин может быть две и более. Рис.7.11. Схема шестеренчатого насоса – корпус 2 – шестерня – приемный трубопровод – напорный трубопровод Рис. 7.12. Схема пластинчатого ротационного насоса – ротор 2 – корпус 3 – пластины 1 5 Рис. 7.13. Схема вихревого насоса – корпус 2 – рабочее колесо 3 – радиальные лопасти 4 – скосы радиальных лопастей 5 – всасывающий патрубок 6 – нагнетательный патрубок Отдельные типы вихревых насосов создают на всасывающей линии большое разряжение и работают как самовсасывающие без предварительного заполнения жидкостью. Вихревые насосы применяются для перекачивания чистых маловязких жидкостей с небольшими подачами (домчи сравнительно высокими напорами – ч м. Недостатками насосов этой конструкции являются низкий коэффициент полезного действия ( ? = ч) и возможность перекачивания жидкостей с твердыми частицами. Монтежю. Подъем химически агрессивных жидкостей на сравнительно небольшую высоту часто производят сжатым воздухом (или инертными газами) при помощи так называемых монтежю (рис. Рис. 7.14. Монтежю: 1– корпус 2 – труба наполнения – труба для передавливания; 4 – пневматическая труба – манометр 6 – вакуумметрическая труба 7 – барометрическая труба Жидкость поступает по трубе наполнения 2. При этом, если она поступает самотеком, то кран на открывается, если же заполнение происходит под вакуумом, то открывается кран на 6, соединенный с вакуумнасосом. Передав- ливание происходит сжатым воздухом приоткрытом вентиле на 4, предварительно закрыв вентили на трубах 2, 6, 7. Давление воздуха контролируется показаниями манометра 5. За счет этого давления жидкость поднимается по трубе 3 и поступает дальше в трубопровод. После полного или частичного опорожнения монтежю кран на трубе 3 закрывают, а 1 5 давление в аппарате спускают, открывая кран на трубе сообщенной с атмосферой. Для подъема при помощи монтежю жидкостей, пары которых в смеси с воздухом образуют взрывчатые и легковоспламеняющиеся смеси, вместо сжатого воздуха необходимо применять инертные газы. Достоинством монтежю является отсутствие в них движущихся частей, которые наиболее быстро разрушаются из-за истирания и коррозии. Поэтому они применяются для перекачивания загрязненных, химически агрессивных жидкостей, несмотря на низкий КПД (0,1 ч0,2). Список литературы. Насосы и компрессоры /С.А.Абдурашитов, А.А.Туниченков, И.М.Вершинин, С.М.Тененгокьец. М Недра, 1974. 296 с. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М Энергоиздат, 1984. 416 с. Бакланов НА. Насосы химической промышленности. М Химия. 95 с. Жабо В.В., Уваров В.В. Гидравлика и насосы. М Энергоиздат, 1984. 328 с
1 5 Глава 8. ПЕРЕМЕЩЕНИЕ И СЖАТИЕ ГАЗОВ. Общие сведения
Сжатие газов в фармацевтическом производстве используется для проведения химических процессов под давлением, перемещения газов, а также для создания разрежения. Кроме того, сжатые газы используют для вспомогательных целей передавливания,
перемешивания, распыления и т.д. Машины, предназначенные для сжатия и перемещения газов, называются компрессорами.
Отношение конечного давления Р, создаваемого компрессором,
к начальному давлению Р, при котором происходит всасывание газов, называют степенью сжатия. В зависимости от величины степени сжатия различают следующие типы компрессорных машин вентиляторы i
P
P
=
<
?
?
?
?
?
?
2 1
11
, – для перемещения больших количеств газов газодувки (1,1 < i < 3) – для перемещения газов по трубопроводам с относительно высоким гидравлическим сопротивлением компрессоры (i < 3) – для создания высоких давлений вакуум-насосы – при отсасывании газов при давлении ниже атмосферного.
По принципу действия компрессорные машины делятся на поршневые, ротационные, центробежные и осевые. Термодинамические основы процесса сжатия газов
Процессы сжатия газов. При изменяющемся давлении и объеме в зависимости от характера теплообмена с окружающей средой изменение состояния газа может происходить изотермически,
адиабатически или политропически (рис. При изотермическом сжатии (отрезок АВ) все выделяющееся тепло полностью отводится и температура остается постоянной
(Т
В
=Т
А
). Если же все выделяющееся тепло затрачивается на увеличение внутренней энергии, те. теплообмен с окружающей средой полностью отсутствует, то такой процесс сжатия называют адиабатическим
(отрезок АД).
Рис. 8.1. Изображение процессов сжатия газов:
АВ
– изотермический АД – адиабатический;
АС
– политропический
1 5 Реальный процесс сжатия происходит при промежуточных условиях теплообмена с окружающей средой. Такой процесс получил название политропический (АС. В случае организованного интенсивного охлаждения (компрессоры с водяным охлаждением) политропический процесс стремится к изотермическому и тогда изобразится на диаграмме T–S отрезком АС. При термоизоляции корпуса компрессора и, значит, уменьшения потерь выделяющегося тепла в окружающую среду реальный процесс сжатия будет стремиться к адиабатическому и на диаграмме это будет соответствовать положению отрезка АС. Работа сжатия и потребляемая мощность. Количество тепла, которое выделяется при любом протекании процесса сжатия, численно равно проведенной работе. Поэтому для изотермического сжатия количество тепла, которое необходимо отводить от газа, можно найти из диаграммы: Q из = из =T A (S A – S B ) (или аналитически 2 1 1 ?? ln P P P V L = . (Для адиабатического процесса сжатия выделяемое количество тепла определится из соотношения Q ад = ад =С Р (Т Д – ТА) (или 1 1 1 2 1 1 ?? k k P P V P k k L . (При политропическом процессе сжатия количество выделяемого тепла определяется по диаграмме так (или 1 1 1 2 1 1 ??? m m P P V P m m L , (где в уравнениях (ч – удельный объем газа, всасываемого в компрессор, м 3 /кг; Р 1 – давление газа вначале сжатия, Па; Р 2 – давление газа в конце сжатия, Па; Т А , Т Д , Т В , Т С – температуры газа вначале и конце сжатия адиабатического, изотермического и политропического процессов, К, S B , S C |
|
|
Скачать 11.39 Mb.