ポンプ、ファン、コンプレッサーの軸動力

ファンまたはポンプの設定供給量と全揚程、およびコンプレッサーの供給量と特定の圧縮仕事に基づいてシャフト出力が決定され、それに応じて駆動モーターの出力を選択できます。

たとえば、遠心ファンの場合、シャフト出力を決定する式は、単位時間あたりに移動するガスに伝達されるエネルギーの式から導出されます。

F をガスパイプラインの断面積 m2 とします。 mは1秒あたりのガスの質量、kg / sです。 v - ガス速度、m / s; ρ はガス密度 m3 です。 ηc、ηp — ファンと伝達効率。

と知られている

この場合、移動するガスのエネルギーの式は次の形式になります。

ここから、駆動モーターの軸出力、kW、

この式は、流量 m3 / s とファン圧力 Pa に対応する量のグループに分けることができます。

上の式から分かるのは、

によると

ここで、c、c1、c2 は定数です。

静圧の存在と遠心ファンの設計上の特徴により、右側の次数が 3 と異なる場合があることに注意してください。

ファンの場合と同様に、遠心ポンプのシャフト出力 kW を求めることができます。これは次のようになります。

ここで、Q はポンプの流量、m3 / s です。

Ng — 吐出高さと吸込高さの差に等しい測地線頭、m。 Hs — 全圧、m; P2 — 液体が汲み上げられるリザーバー内の圧力、Pa; P1 — 液体がポンプで送り出されるタンク内の圧力、Pa; ΔH — ライン内の圧力損失、m。パイプの断面、加工の品質、パイプラインセクションの曲率などによって異なります。 ΔH の値は参考文献に記載されています。 ρ1 - 汲み上げられた液体の密度、kg / m3; g = 9.81 m / s2 — 重力加速度; ηn、ηn — ポンプおよび伝達効率。

遠心ポンプに関する一定の近似により、シャフト出力と速度の間に P = сω3 および M = сω2 の関係があると仮定できます。実際には、速度指標はポンプの設計や動作条件によって 2.5 ～ 6 の範囲内で変化します。電気駆動装置を選択する際にはポンプを考慮する必要があります。

示された偏差は、基本圧力の存在によってポンプに対して決定されます。高圧ラインで動作するポンプ用の電気駆動装置を選択する際の非常に重要な状況は、ポンプがエンジン速度の低下に非常に敏感であることであることに注意してください。

ポンプ、ファン、コンプレッサーの主な特性は、開発されたヘッド H がこれらの機構の供給量 Q に依存することです。示された依存関係は、通常、機構のさまざまな速度に対する HQ グラフの形式で表示されます。

図では。図１では、一例として、遠心ポンプの特性（１、２、３、４）が、羽根車の異なる角速度で与えられている。同じ座標軸に、ポンプが動作するライン 6 の特性がプロットされます。ライン特性は、供給 Q と、排出ラインの出口での過剰な圧力と油圧抵抗に打ち勝ち、液体を高さまで持ち上げるのに必要な圧力との関係です。特性 1、2、3 と特性 6 の交点は、ポンプが特定のラインで異なる速度で動作するときの揚程と容量の値を決定します。

米。 1. ポンプの圧力 H の電源 Q への依存性。

例 1. さまざまな速度 0.8Ωn の遠心ポンプの特性 H、Q を作成します。 0.6Ω;特性 1 を ω = ωn で与えると 0.4ωn (図 1)。

1. 同じポンプの場合

したがって、

2. ω = 0.8ωn を特徴とするポンプを作成してみましょう。

点bの場合

点 b の場合

このようにして、Q = 0 での縦軸に沿って直線に縮退する補助放物線 5、5'、5«... を構築することが可能であり、異なるポンプ速度に対する QH の特性を示します。

往復コンプレッサーのエンジン出力は、空気またはガスの圧縮指標図に基づいて決定できます。このような理論図を図に示します。 2. 一定量のガスが、図に従って初期体積 V1 および圧力 P1 から最終体積 V2 および圧力 P2 まで圧縮されます。

ガスの圧縮には仕事が必要ですが、仕事は圧縮プロセスの性質によって異なります。このプロセスは、トレーサ ダイアグラムが図 1 の曲線 1 で囲まれている場合、熱伝達なしで断熱法則に従って実行できます。2;一定温度での等温則に従って、それぞれ図の曲線2。または、断熱線と等温線との間の実線で示されるポリトロープ曲線３に沿った曲線である。

米。 2. ガス圧縮インジケーターの図。

ポリトローププロセスのガス圧縮仕事 J / kg は、次の式で表されます。

ここで、n は方程式 pVn = const によって決定されるポリトロピック インデックスです。 P1 — 初期ガス圧力、Pa; P2 は圧縮ガスの最終圧力 Pa です。 V1 — ガスの初期比容積、または吸入時のガス 1 kg の容積、m3。

コンプレッサーのモーター出力 kW は次の式で求められます。

ここで、Qはコンプレッサーの流量、m3 / sです。 ηk — 実際の作業プロセス中の電力損失を考慮したコンプレッサー効率指数。 ηπ — コンプレッサーとエンジン間の機械伝達の効率。インジケーターの理論図は実際のものとは大幅に異なり、後者を取得することが常に可能であるとは限らないため、コンプレッサーシャフトの出力kWを決定するときは、初期データが等温線の仕事である近似式がよく使用されます。断熱圧縮、およびefficiency.compressorの値は参考文献に記載されています。

この式は次のようになります。

ここで、Q はコンプレッサーの供給量、m3 / s です。 Au — 1 m3 大気を圧力 P2、J / m3 に圧縮する等温仕事量。 Aa — 1 m3 の大気を圧力 P2、J / m3 まで圧縮する断熱仕事。

ピストン式生産機構の軸動力と速度の関係は、ファン軸トルク機構の対応関係とは全く異なります。ポンプなどの往復機構が一定のヘッド H が維持されるライン上で動作する場合、回転速度に関係なく、ピストンが各ストロークで一定の平均力に勝たなければならないことは明らかです。

平均電力値

しかし、H = const なので、

したがって、一定の背圧における往復ポンプのシャフト モーメントの平均値は速度に依存しません。

遠心圧縮機のシャフトの動力、およびファンおよびポンプの動力は、上記の余力の影響を受けて、角速度の 3 乗に比例します。

得られた式に基づいて、対応する機構の軸動力が決定されます。モーターを選択するには、流量と揚程の公称値を示された式に代入する必要があります。出力に応じて連続使用可能なモーターを選択できます。