Главная  Промышленность 

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162

скорость на выходе из насоса Cmi2 = 0,25 0,28 Wi2 при условии складывания лопаток.

Из этих предпосылок выбраны параметры насоса рассчитываемого гидротрансформатора.

Напор Я, и расход Q найдены по известным зависимостям:

Я1 = -(c„,,Wi2 -c„„Wii); Ni = HiQiy.

Результаты определения параметров гидротрансформатора при повороте лопаток насоса приведены в табл. 7. Окончательно был принят четвертый вариант.

Таблица 7

Внутренние параметры гидротрансформатора конусной дробипки при регупировании

та X

та S О га 3

й, Д 03

Q

S я S =

эз«

с- S а >а к и

§

0,235

0,345

0,06

0,803

0,235

0,38

0,06

0,22

0,36

0,06

0,58

0,85

0,22

0,36

0,06

0,485

0,88

Для того чтобы получить наибольшую производительность дробилки при возрастании нагрузки от попадания более плотных дробимых материалов, нужна большая крутизна характеристики М2 = !{П2), т. е большой коэффициент трансформации при страгивании системы. Это можно получить, применяя многоступенчатую турбину.

В двухступенчатой (и вообще многоступенчатой) турбине можно уменьшить угол атаки при входе на реактор, а следовательно, и потери на удар.

Действительно, при повороте лопаток насоса, т. е. уменьшении угла выхода (и диаметра), напор насоса будет уменьшаться. Турбина, вращающаяся с постоянной скоростью, и весь остальной тракт круга циркуляции представляют собой неизменное или увеличивающееся гидравлическое сопротивление. Значит, и расход при повороте насосных лопаток будет уменьшаться. Поэтому уменьшится величина Сы,, и угол входа на турбину будет меняться мало. Следовательно, скорость выхода с турбины при уменьшающейся нагрузке и постоянном числе оборотов Пг имеет величину и направление, отличающиеся от нормального режима тем заметнее, чем больше изменяется момент на данной ступени турбины.



Если применять двухступенчатую турбину то, предполагая, что циркуляция на выходе в турбину первой ступени при повороте насосных лопаток не изменилась, можно значительно уменьшить угол атаки при входе на направляющий аппарат.

Размеры элементов круга циркуляции приведены в табл. 8.

Таблица 8

Параметры элементов круга циркуляции

Элементы

Углы

Радиус

Радиус

Число

выхода в град

входа в м

выхода в м

лопаток

Турбина I ступени .......

0,37

0,415

Турбина II ступени .......

0,41

0,37

Реактор (осевой) ........

Исследуем работу направляющего аппарата.

Для данной схемы круга циркуляции можно записать

/ ctg

Ь Q Н-2,122,12"2,12 + f2,122,12, с q) • 32 2 1 2 2,1 2

Обозначим

fi2,i22,12"2.12 = При Пг = COHSt;

)з2з2 = а = const;

f2,122,12

32-32 ctgP2,12

2,12 2,12

= b = const.

Тогда получим

= {a + b)Q-cQ.

В координатах M - Q это будет падающая кривая. Наибольшее значение ее ордината будет иметь при Q = Qpac4-

При Q =-- Мз = 0. В этой точке, очевидно, к. п. д. трансфор-

а + b

матора будет равен передаточному отношению го- При дальнейшем уменьшении расхода величина Ms станет меньше нуля, что приведет к дальнейшему уменьшению к. п. д. передачи, поэтому



характеристики проточной части гидротрансформатора должны быть такими, чтобы весь диапазон изменения нагрузки

происходил при изменении расхода в пределах Qo Q = -

а b

Для того чтобы к. п. д. сохранял высокое значение возможно дольше, желательно, чтобы интервал изменения расхода при изменении нагрузки был большим, иначе нужно иметь величину

Q =--- минимальной. Достигнуть этого мол<но, уменьшая ве-

а-\~Ь

личину коэффициента с, т. е. уменьшая радиус выхода из турбины первой ступени, или увеличивая а пЬ.

Для нашего случая Cmm = 6,3 MjceK. При этом а + Ь = = 17,3 поэтому расход, при котором момент на реакторе равен нулю (Мз = 0), Q = 0,364 м1сек.

Таким образом, суммарная характеристика турбины должна проходить так, чтобы момент на ее валу при расходе Qo = = 0,485 м?1сек был равен номинальному моменту, а при Q =

с „

- 0,364 м/сек его величина составляла ° где Моп - а + Ь р

номинальный (наибольший) момент на валу турбины при номинальном числе оборотов.

Если бы переход от режима работы с расходом Qo = = 0,485 м/сек к Q = 0,364 м/сек совершался при неизменных условиях входа на турбины, то найти требуемую форму суммарной характеристики турбин не составляло бы труда, так как это была бы прямая, проходящая через две точки, координаты которых определялись бы следующим образом. В осях Q - Н кривая Мг = М20 = "" = const представляет собой гипербо-

«20

лу. Поскольку (020 задана, так же как задана величина Q20 = = 0,485 м/сек, следовательно, задана величина напора, срабатываемого в этом режиме турбиной:

"20 - -Z-•

Q20Y

Аналогично можно найти и напор, срабатываемый турбинами, при Q = 0,364 м/сек, т. е. при Mz = Мгтш =

Однако, из-за влияния на характеристику турбины поворота лопаток насоса через точку А с координатами (Qo, Но) н В с ко-



0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 [ 38 ] 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100 101 102 103 104 105 106 107 108 109 110 111 112 113 114 115 116 117 118 119 120 121 122 123 124 125 126 127 128 129 130 131 132 133 134 135 136 137 138 139 140 141 142 143 144 145 146 147 148 149 150 151 152 153 154 155 156 157 158 159 160 161 162