При проектировании водяного пожаротушения, определив гидравлическим расчетом требуемые расход на пожаротушение Q и требуемый напор H, необходимо подобрать насосы. Это можно сделать с помощью программ производителей насосного оборудования.
В любой программе среди исходных данных потребуется указать статический напор (Нстат).
Многие начинающие проектировщики не обращают внимание на этот важный параметр и оставляют поле пустым — так делать нельзя. В противном случае, кривая характеристика системы смещается ниже и мы получим рабочую точку отличную от фактической — соответственно, будет вероятность неверного подбора насоса.
В этой статье расскажем, как рассчитывается статический напор, чтобы вы знали как указать его в исходных данных.
Как рассчитать статический напор
Требуемый напор в системе автоматического пожаротушения складывается из статического напора (не зависит от расхода системы) и динамического напора – по-другому «суммарных линейных потерь давления» (зависит от расхода). Часть требуемого напора компенсируется гарантированным подпором от источника водоснабжения (городской сети) и компенсируется как раз статический напор.
Статический напор вычисляется по формуле:
Hстат. = H1+Z – Нгар.подпор , где
H1 – давление у диктующего оросителя;
Z – пьезометрическое давление (разность отметок оси насоса и диктующего оросителя);
H гар.подпор – гарантированный подпор от источника водоснабжения.
Пример расчета статического напора
Например, на онлайн-курсе «Проектирование водяного пожаротушения для начинающих» в учебном проекте, если выбрать ороситель «СВУ-15М» для 2 группы помещений, расчет будет выглядеть следующим образом:
H1 =0,1МПа ≈ 10,197м.вод.ст.;
H гар.подпор =0,1МПа ≈ 10,197м.вод.ст. – по тех.условиям водоснабжающей организации;
Отметка диктующего оросителя = -5,3 м.
Отметка оси насоса = — 9 м.
значит,
Hстат. = H1+Z – Нгар.подпор = 10,197 + (-5,3- (-9,0))- 10,197 =3,7 м.
При этом помните, что полный статический напор системы – это Н1+Z.
По формуле, приведенной выше, рассчитывается часть статического напора только для подбора насосов, так как моноблочная насосная установка автоматического пожаротушения — это установка ПОВЫШЕНИЯ давления. Т.е. рассчитывается какую часть статического напора не компенсировал гарантированный подпор и сколько необходимо подкачать насосом. Подробнее об остальных расчетах советую посмотреть у Тумановой Анастасии на онлайн-курсе «Подбор насосов для АУП и ВПВ с точки зрения гидравлики».
Все этапы проектирования, включая гидравлический расчет, с практикой на типовом проекте под руководством эксперта.
Определение статического напора
Начиная с версии 8.0.0.7448 изменена логика определения линии статического напора так,
чтобы она не превышала давления разрушения самого слабого по статике потребителя.
Величина статического напора определяется по следующим условиям:
-
Созданием избыточного давления не менее запаса напора на заполнение
системы — 0,05 МПа (5 метров) в верхних точках отопительных систем для
зданий расположенных на наиболее высоком геодезическом уровне.НСТ. =
ZЗД. +
hЗД. +
Hзап., где ZЗД – геодезическая
отметка наиболее высокого зданий в жилом районе или на промышленном
предприятии, м.hЗД – геометрическая высота
наиболее высокого зданий в жилом районе или на промышленном предприятии,
м.Hзап. — запас напора на
заполнение системы, м.Примечание Запас напора можно указать в настройках расчета во вкладке Потери
напора. -
При анализе задействованы индивидуальные поля потребителей
Максимальное давление в обратном тр-де на СО,м
и
(Pmax_obr)Максимальное давление на ГВС, м
, если они заданы.
(Pmax_gvs)
Введение
Транспортировка жидкостей всегда занимала существенное место в человеческой деятельности. Вода нужна, например, для приготовления пищи и орошения. Даже сегодня наше общество не может существовать без многих способов подачи воды, с которыми мы сталкиваемся на каждом шагу.
Первым средством, применявшимся для доставки воды по назначению, была лохань или ведро. Чтобы поднять воду со дна колодца, применялись веревка и примитивный ворот. Сегодня наиболее распространенным средством доставки жидкостей являются насосы с электрическим приводом. Для различных целей применяется множество различных типов подобных насосов. В частности, стали очень распространены центробежные насосы благодаря таким своим преимуществам как:
- высокая надежность
- простота конструкции
- низкая стоимость
- универсальное применение
В этом пособии мы хотим дать читателю рекомендации по правильному выбору насоса для решения конкретной задачи и объяснить ему физические законы, действующие при работе центробежного насоса.
Физические условия
Чтобы выбрать оптимальный насос для решения конкретных задач, необходимо учитывать следующие физические условия.
1. Характеристики жидкости
- плотность (“тяжесть” жидкости)
- давление насыщенных паров (температура кипения)
- температура
- вязкость (“густоту” жидкости)
2. Объем, который необходимо подать (расход)
3. Высота всасывания:разница в уровне между насосом и точкой забора жидкости
4. Высота нагнетания: разница в уровне между насосом и наивысшей точкой, в которую подается жидкость
5. Потери давления на всасывании (потери на трение)
6. Потери давления в напорном трубопроводе (потери на трение)
7. Конечное избыточное давление
8. Начальное избыточное давление
Когда все эти данные известны, можно определить режим работы насоса и выбрать его оптимальную модель.
Характеристики жидкости
Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную информацию о характеристиках той жидкости, которая должна подаваться потребителю.
Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, используется такое понятие, как “плотность” или “удельный вес”; этот параметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая буква “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м3).
Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давления вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже возможно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, возможно образование пара и возникновение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрицательные последствия для его характеристик и способно вызвать серьезные повреждения (смотрите главу о кавитации).
Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значение этих потерь можно получить у изготовителя конкретного насоса.
Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает.
Расход воды
Он определяется как объем, который должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. Применяемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м3/ч) для насосов средней производительности и, наконец, кубометры в секунду (м3/с) для самых мощных насосов.
Размеры поперечного сечения трубопровода определяются объемом, который должен быть подан потребителю при данной скорости потока жидкости “v”:
Геодезическая (статическая) высота всасывания
Она определяется как разница в геодезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной поверхностью жидкости в наиболее низко расположенном резервуаре, измеряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).
Статическая высота подачи (статический напор)
Она определяется как разница в геодезическом уровне между выпускным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходимо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).
Потери давления на всасывании
Это потери на трение между жидкостью и стенками трубопровода и зависят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления возрастают во второй степени (рис. 4, поз. 1).
Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика.
Потери давления в напорном трубопроводе
Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).
Конечное избыточное давление
Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна подаваться жидкость (рис. 5, поз. 1).
Начальное избыточное давление
Это давление на свободной поверхности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (барометрическое) давление (рис. 5, поз. 2).
Связь между напором и давлением
Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидкости и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м2) или в паскалях (Па). Поскольку это очень незначительная величина, в практику эксплуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, названную баром.
Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости:
Таким образом, высоту столба жидкостей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте водяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц измерения давления.
Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.
Гидравлическая мощность (Phyd) насоса определяет объем жидкости, подаваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с помощью следующей формулы:
Пример
Объем в 35 м3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопроводе принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах.
Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м3 и значение ускорения свободного падения 9,81 м/с2.
Решение:
Общий напор (H):
Высота всасывания — 4,00 м
Потери напора на всасывании — 0,40 м
Высота нагнетания — 16,00 м
Потери давления в напорном трубопроводе — 1,30 м
Конечное давление: — 2 бара*~20,40м
Минус 1 атм**~ -9,87 м
Общий напор — 32,23 м
Гидравлическая мощность определяется по формуле:
* В данном примере конечное избыточное давление дано как абсолютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолютного вакуума.
** Если конечное избыточное давление дано как абсолютное, то начальное избыточное давление необходимо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жидкость.
Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращающихся лопаток испытывает положительное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насосах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными лопатками называют “направляющим аппаратом”.
Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давления в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному патрубку, поскольку гидродинамическое давление, создаваемое рабочим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.
Рабочие характеристики насоса
На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”.
Из нее видно, что максимальное давление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возрастает (увеличивается объем перекачиваемой жидкости), высота нагнетания падает.
Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяется изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H1 насос будет подавать объем Q1 и аналогично при H2 — Q2.
Эксплуатационная характеристика насоса
Как уже было показано выше, потери напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности трубопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кривую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопления, текущая высота нагнетания может не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.
Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.
Рабочая точка
Рабочая точка – это точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например изменение проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказываются на характеристики гидросистемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Аналогичным образом изменения в насосе, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабочей точки.
Последовательно включенные насосы
Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последовательно включенных одноступенчатых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желательно при проверке состояния насоса.
Поскольку неработающий насос создает существенное сопротивление, необходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14).
Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяется суммой значений высоты нагнетания каждого отдельного насоса.
Параллельно включенные насосы.
Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля состояния насосов или для обеспечения эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомогательного или резервного оборудования (например, сдвоенные насосы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавливать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить образование противотока через один из неработающих насосов. Этим требованиям в сдвоенных насосах удовлетворяет переключающий клапан типа заслонки.
Для параллельно работающих насосов общая подача (рис. 17) определяется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.
КПД насоса
КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразовалась в полезную гидравлическую энергию.
На КПД влияют:
- форма корпуса насоса;
- форма рабочего колеса и диффузора;
- качество шероховатости поверхности;
- уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной полостями насоса.
Чтобы потребитель имел возможность определить КПД насоса в конкретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудования прилагают к диаграммам рабочих характеристик насоса диаграммы с графиками характеристик КПД (рис. 18).
Типовые закономерности
Приведенные далее типовые закономерности демонстрируют теоретическое влияние диаметра (d) рабочего колеса на напор, подачу и потребляемую мощность.
Напор пропорционален диаметру во второй степени:
Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит напор в 4 раза.
Подача пропорциональна диаметру в третьей степени:
Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит подачу в 8 раза.
Потребляемая мощность пропорциональна диаметру в пятой степени:
Согласно этой закономерности, удвоение диаметра повысит потребляемую мощность в 32 раза.
Типовые закономерности
Приведенные далее типовые закономерности демонстрируют теоретическое влияние частоты вращения (n) рабочего колеса на напор, подачу и потребляемую мощность.
Подача пропорциональна частоте вращения:
Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в два раза повысит подачу.
Напор пропорционален квадрату частоты вращения:
Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 4 раза повысит напор.
Потребляемая мощность пропорциональна частоте вращения в третьей степени:
Согласно этой закономерности, удвоение частоты вращения в 8 раз повысит потребляемую мощность.
Потребляемая мощность
P1: Мощность, потребляемая электродвигателем из электросети.
У электродвигателей, непосредственно присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе циркуляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности указывается на фирменной табличке с техническими данными.
P1 также можно определить по следующей формуле:
(3-фазные электродвигатели)
(1-фазные электродвигатели)
где:
V = напряжение (В)
I = сила тока (A)
cos ϕ = коэффициент мощности (-)
P2: мощность на валу электродвигателя.
В случае, когда электродвигатель и насос являются отдельными узлами (включая стандартные и погружные электродвигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя.
P3: Мощность, потребляемая насосом
Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощности насоса. В случае непосредственного присоединения электродвигателя к валу насосов: P3 = P2.
P4: Мощность насоса (Phydraulic)
Значение мощности насоса определяется по формуле:
Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации
Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуатации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не совпадает с теоретической из-за коэффициентов запаса прочности, закладываемых в гидросистему.
Рабочая точка гидросистемы с насосом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидросистемы, следовательно, подача обычно бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы.
Такое несоответствие может создать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может возникать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии.
Вследствие этого возникает необходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из указанных ниже способов:
- Изменение характеристики гидросистемы путем прикрытия дроссельного клапана (дросселирование) (рис. 22).
- Изменение характеристики насоса за счет уменьшения наружного диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
- Изменение характеристики насоса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).
Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана
Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидросистеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического напора Hdyn), делая кривую характеристики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка смещается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25).
В результате снижается потребляемая мощность, поскольку центробежные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регулировании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить специальные расчеты для оценки рентабельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.
Модификация рабочего колеса
В тех случаях, когда снижение производительности насоса и напора требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра рабочего колеса.
При этом протачивают по наружному диаметру либо все рабочее колесо, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД насоса.
Снижение КПД обычно бывает более значительно в тех насосах, которые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра незначительно.
Когда уменьшение наружного диаметра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соотношениями:
На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра Dx с помощью диаграммы характеристики “H/Q” в линейных координатах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Qx, Hx) прямой линией, продолженной до пересечения с характеристикой имеющегося насоса (Q, H) в точке “s”. После этого новый диаметр (Dx) рассчитывается по следующей формуле:
Однако эти зависимости недействительны в случае необходимости значительного снижения производительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить занижение рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаметра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение Dx, рассчитываемое как указывалось выше. После этого насос подвергается испытаниям, после которых можно определить окончательный диаметр.
В серийном производстве этого можно избежать. Имеются графики рабочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непосредственно по которым можно рассчитать значение Dx, используя вышеуказанные формулы.
Регулирование частоты вращения
Изменение частоты вращения вызовет изменения в рабочих характеристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми закономерностями, указанными ранее:
Кавитация
Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса.
Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптимальными для данных условий эксплуатации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании гидросистемы.
Вращение рабочего колеса отбрасывает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со стороны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопровод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Разряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости.
Это разряжение ограничено давлением насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка снизить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, поскольку она начнет закипать.
В насосе кавитация возникает тогда, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже давления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в области высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31).
Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, настолько серьезно, что может отрицательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса.
Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик материала, из которого оно изготовлено; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавеющей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна.
Потеря в массе различных материалов
(при сравнении за основу взят чугун = 1,0):
Нержавеющая сталь: | 0,05 |
Чугун: | 1,0 |
Бронза: | 0,5 |
Бронзовые сплавы: | 0,1 |
С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуатации. Зачастую повреждение остается не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.
Расчеты по устранению опасности кавитации
Кавитационный запас Hmax насоса, необходимый для устранения опасности кавитации, рассчитывается следующим образом:
Hmax = Hb — Hfs — NPSH — Hv — Hs
Hmax: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный, насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный, для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным.
Hb: Атмосферное давление со стороны насоса; это – теоретически максимальная высота всасывания.
Это значение Hb зависит от плотности жидкости и значения “g” со стороны насоса (рис. 32).
Hfs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присоединенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.
NPSH: Net Positive Suction Head
Этот параметр отражает минимальное давление на всасывании, необходимое для безаварийной эксплуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, значение NPSH будет расти с ростом подачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкретного насоса.
Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости.
Hv: Этот параметр отражает давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Он включен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. Hv также зависит от плотности жидкости:
Hs: Этот параметр представляет собой запас прочности, который должен определяться в конкретных условиях в зависимости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практике его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выбирают равным 2 м.
Как избежать кавитации
Данная аргументация основана на приведенной выше формуле:
Hmax = Hb — Hfs — NPSH — Hv — Hs
и учитывает влияние каждого из членов уравнения.
Hmax: Насос всегда необходимо устанавливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасывания. Последний способ часто бывает наиболее дешевым решением. Положительное давление на всасывании, создаваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживаться как можно более высоким.
Hb: Этот показатель является постоянным при перекачивании определенной жидкости в данном месте.
Hfs: Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов.
NPSH: Следует выбирать насос с наименьшим потребным NPSH.
Hv: Этот параметр может снижаться при падении температуры жидкости (температуры окружающей среды).
Hs: Устанавливается индивидуально.
Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насоса путем частичного закрытия нагнетательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требуемое значение NPSH и Hfs, следовательно возрастет значение Hmax.
Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации
Многие предпочитают преобразовать формулу в функции NPSH следующим образом:
Это дает имеющееся значение NPSHavailable для данной гидросистемы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSHrequired, указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего насоса.
Таким образом, если
NPSHavailable≥NPSHrequired
кавитации удается избежать.
Однако если
NPSHavailable≤NPSHrequired
то опасность возникновения кавитации сохраняется.
Расшифровка обозначений:
“ — “ означает “от — до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами;
“ D “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «треугольник»;
“ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда».
1 х 220-230 / 240 V
- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
- Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.
3 х 220–240D / 380–415Y V
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».
3 х 380–415D V
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
- Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».
Теория перекачивания жидкостей» в PDF
PumpTheory-91830082-0908.pdf 827
SHA1: 2456233c5e083b549a564ace008c667f83980783
13-я лекция.
13. РАБОТА НАСОСОВ НА СЕТЬ.
14.1.Баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом.
14.2. Статический напор установки.
14.3. Потребный напор насосной установки.
14.4.Характеристика работы насоса.
14.4.1.Вакуум во всасывающей линии.
14.5. Регулирование подачи насоса.
14.6. Задачи о работе насосов на сеть.
Рекомендуемые материалы
14.7. Регулирование подачи насосной установки.
14.1.Баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом.
При работе на сеть насосы рассматриваются, как источники, сообщающие жидкости энергию, при этом рабочий процесс насосов не рассматривается.
Для решения задач о работе насосов на сеть используется баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом.
При установившемся движении жидкости в трубопроводе включение в него насоса, как источника энергии, изменяет уравнение баланса напоров.
Напор насоса складывается из разности напоров в конечной и исходной точках плюс потери от начальной точки до конечной точки (рис. 14.1). Напор насоса это энергия, сообщаемая насосом единице веса перекачиваемой жидкости.
Hн +H1 = H2 + ∑hп1-2, (14.3)
Hн + H1 — hп.вс = H2 + hп.н.,
где Н1 и Н2 — полные напоры потока в начальном 1 и конечном 2 сечениях трубопровода, ∑hп1-2=hп.вс.+ hп.н.— сумма потерь напора в трубопроводе между сечениями 1 и 2, то есть во всасывающем hп.вс — и напорном канале hп.н..
Напор насоса затрачивается на увеличение напора потока и преодоление гидравлических сопротивлений в трубопроводе.
Напоры Н1 и Н2 – это напоры в т.1 и т.2. В уравнении напоров (14.1) не учитывается потери между всасывающим и напорным отверстием и (14.1) – это упрощенное уравнение баланса напоров.
14. 2. Статический напор установки.
Сеть, на которую работает насос, может быть простым или сложным трубопроводом, а также включать в ряде случаев гидродвигатели, преобразующие гидравлическую энергию, сообщенную потоку насосом, в полезную механическую работу.
Схема насосной установки при работе насоса на простой трубопровод показана на рис. 14.1. Насос перекачивает жидкость из приемного резервуара А в напорный резервуар В по трубопроводу, состоящему из всасывающей и нагнетательной труб.
Статическим напором установки называют разность гидростатических напоров жидкости в напорном и приемном резервуарах:
(14.3)
Если давление на свободных поверхностях жидкости в резервуарах равно атмосферному, как для установки, изображенной на рис. 14.1, статический напор представляет собой разность уровней жидкости в резервуарах: , т.е. высоту подъема жидкости в установке.
Если давление в резервуарах при работе насоса не равно атмосферному, см. рис. 14.2, например, в питающем резервуаре имеется вакуум, а в напорном резервуаре — избыточное давление больше атмосферного, статический напор равен разности пьезометрических уровней в резервуарах. Статический напор установки
,
14.3. Потребный напор насосной установки.
Потребным напором установки Нпотр, называют энергию, которую необходимо сообщить единице веса жидкости для ее перемещения из приемного резервуара в напорный по трубопроводу установки при заданном расходе.
14.3.1. При работе насоса на длинный трубопровод, пренебрегают малыми скоростными напорами в резервуарах и скоростным напором на выходе, получим,
(14.4)
где ∑hп.н.= hп.вс.+hп.н. — сумма потерь напора:
hп.вс. — во всасывающей линии, включая потерю на входе во всасывающую трубу;
hп.н. – в напорной линии, включая потерю при выходе из нее в напорный резервуар.
14.3.2. При работе насоса на трубопровод, снабженный концевым сходящимся насадком (рис. 14.3), скоростной напор на выходе из насадка сравним с потерями по длине в трубах и должен учитываться в уравнении потребного напора.
Потребный напор при учете скоростного напора равен
(14.5)
где V2/2g — скоростной напор на выходе из напорной трубы (в предположении турбулентного режима, для которого α = 1). Если бы потери на всасывании были значительны, их необходимо было бы учитывать. Поэтому диаметры всасывающих трубопроводов делают больше напорных, существуют нормы на скорости потока во всывающем и в напорном трубопроводе.
14.3.3. При установившемся режиме работы установки, когда расход в системе трубопроводов не изменяется со временем, развиваемый насосом напор равен потребному напору установки:
Нн = Нпотр (14.6)
14.4. Характеристика насоса.
Характеристику насоса при данной частоте вращения составляют следующие показатели:
· подача (объемом жидкости, перемещаемым насосом в единицу времени) Q (м3/с),
· напор Н (дж/Н = м)
· потребляемая насосом мощность двигателя Nд, (Вт),
· полезная мощность насоса равна энергии, сообщаемой в единицу времени потоку жидкости, определяемая, как произведение Nпн = Qн*ρgHн,
· КПД насоса равный отношению полезной мощности насоса Nпн к мощности, потребляемой насосом, т.е. мощности двигателя Nдв:
(14.7)
Примерный вид характеристики насоса приведен на рис.14.6. Обычно характеристика задается в виде графика или в виде таблицы.
14.5.Вакуум во всасывающей линии.
Напор насоса при известной его подаче может быть измерен с помощью манометров V и М, установленных в его входном и выходном сечениях (рис.14.5).
При расположении насоса над приемным уровнем, открытым в атмосферу, во входном сечении насоса возникает вакуум (избыточное давление Рвс < 0). Выделив подчеркиванием в уравнении 14.9 величины составляющие разряжение, получим значение вакуума во всасывающем патрубке насоса V:
Величина вакуума V на входе в насос определяется высотой столба жидкости для установившегося движения во всасывающей линии, если давление над жидкостью в приемном резервуаре — атмосферное.
Каждому режиму работы насоса в данной установке соответствует «допускаемая вакуумметрическая высота всасывания — Нвак.доп «(допускаемая величина вакуума): Нвак.доп ≤ Рат, т.е. Нвак.доп<0.
Величина Нвак.доп зависит при данном режиме работы насоса от упругости паров жидкости и атмосферного давления.
Вакуум во всасывающем патрубке должен быть меньше «допускаемой вакуумметрическая высота всасывания» : V ≤ Нвак.доп, то есть меньше, чем разрешенное разряжение, которое обеспечивает отсутствие кавитационных явлений в насосе. На рис.14.5 это можно понимать в том смысле, что сумма V ≤ Нвак.доп.
Так как и при эксплуатации насоса должно выполняться это условие V ≤ Нвак.доп, с помощью формулы (14.10) определяется допускаемая геометрическая высота всасывания насоса Zвс.доп . Если Zвс.доп< 0 насос необходимо располагать ниже уровня в приемном резервуаре).
14.6. Работа насоса на сеть. Определение рабочей точки.
При работе насоса на сеть требуется определить рабочую точку или точку совместной работы насоса и установки, т.е. трубопровода.
Задана характеристика установки и требуемая подача Qпотр, по характеристике установки подобрать насос для требуемой подачи Qпотр.
Методика построения рабочей точки.
1. Начало координат Q — Н располагают на пьезометрическом уровне в приемном (питающем) резервуаре, этот уровень выбирается за начало отсчета напоров.
2. На координатной плоскости Н— Q строится характеристика насоса Hн = f(Q). Обычно она задается графически или таблично.
3. Строится характеристика установки. Характеристика установки является суммой Нст статического напора и характеристики трубопровода — ∑hп:
(14.4),
в котором ∑hп — характеристика трубопровода или зависимость суммарных потерь напора в трубопроводе от расхода, включающая потери во всасывающем и напорном трубопроводе.
4. Рабочей точкой установки называется точка пересечения характеристик насоса и трубопровода. По рабочей точке находят величины Qпотр и Нпотр.
5. При установившемся режиме работы найденные в точке пересечения величины Qпотр = Qн, Hпотр = Hн являются исходными для подбора насоса и двигателя для привода насоса.
Расположение приемного резервуара может быть задано в трех вариантах:1)Нст>0; 2) Нст = 0; 3) Нст < 0, что отмечено на рис.14.6. В зависимости от характеристики установки положение рабочей точки будет разным.
Характеристика трубопровода зависит от режима движения жидкости в трубопроводе.
При турбулентном режиме характеристика трубопровода близка к квадратичной зависимости ∑hп =k*Q2 . Коэффициент сопротивления трубопровода k равен сумме коэффициентов kвс всасывающей и напорной kн линий:
k = kвс + kн,
каждый из которых выражается формулой .
Входящие в k величины постоянны, или задаются таковыми в первом приближении, если какая-либо из них неизвестна, чаще других, это относится к λ. Величиной λ задаются и строят график характеристики трубопровода в виде параболы.
Характеристику установки строят, смещая ее по оси напоров на величину Нст, при Нст = 0 характеристика установки проходит через начало координат и в этом случае имеет вид
Нн = ∑hп.
В этом случае в рабочей точке насоса напор целиком затрачивается на преодоление гидравлического сопротивления системы. К такому типу относятся циркуляционные установки, где приемный и напорный уровни совпадают (рис. 14.7).
При Нст < 0 (напорный уровень ниже приемного) жидкость может перетекать в нижний резервуар самотеком в количестве Qc, и насос применяется, если нужен расход больший, чем Qнз >Qс (см. рис. 14.7).
Если движение в трубопроводе является ламинарным, характеристику трубопровода выражают формулой ∑hп = k*Q, в которой коэффициент k трубопровода равен
.
14.7. Регулирование подачи насоса.
Рабочая характеристика центробежного насоса имеет номинальные параметры, соответствующие долговременному и экономичному режиму работы. Однако возникает необходимость изменения характеристики насоса в соответствие с требованиями создаваемой установки. Существует несколько методов регулирования параметров насосной установки.
14.7.1. Регулирование подачи методом изменения частоты вращения насоса
Пересчет характеристик лопастного насоса при изменении частоты вращения двигателя (рис. 14.8) производится с помощью законов пропорциональности, выражающих свойства подобных режимов работы данного насоса при разных частотах вращения. При этом методе изменяется характеристика насоса, и рабочая точка перемещается по заданной неизменной характеристике установки (рис. 14.8).
Точки каждого семейства подобных режимов лежат в координатах Qн-Н на квадратичной параболе, вершина которой находится в начале координат, это парабола подобных режимов. (рис. 14.8).
При использовании законов пропорциональности касающихся расхода, напора, мощности, делаются следующие допущения.
1. Считается, что сравниваемые подобные режимы находятся в зоне турбулентной автомодельности и изменение числа Рейнольдса не влияет на распределение скоростей в каналах насоса и на их коэффициенты сопротивления.
2. Допускается, что для подобных режимов значения КПД насоса можно приближенно принимать одинаковыми (η1 = η2).
3.Допускается, что насос работает на одной и той же жидкости (ρ1= ρ2).
14.7.2.Методика определения новой частоты вращения центробежного насоса при необходимости изменения его подачи (рис.14.9).
Заданы: а) характеристика насоса при n об/мин; б) характеристика трубопровода (установки). в)Точка А их пересечения является рабочей точкой системы: Qн и Нн — подача и напор насоса для этой рабочей точки.
Требуется определить новую частоту вращения насоса nx, при которой подача QI увеличится (или уменьшится) на m %.
Методика определения частоты.
1. Строятся характеристики насоса и трубопровода (рис.14.9а и 14.9б).
2. По заданному изменению подачи (на ± m%) находим величину QI и откладываем это значение на оси абсцисс.
3. Проводим вертикальную прямую QI до пересечения с характеристикой трубопровода, получаем новую рабочую точку В (QI и HI) установки. Через эту точку должна пройти характеристика насоса при искомой частоте вращения nx.
4. Определяем коэффициент параболы подобных режимов по значениям QI и HI.
k = HI /QI2
5. Строим параболу подобных режимов Hпар.п.р= k*Q2 и находим точку ее пересечения с характеристикой насоса — С.
6. По значениям QII и HII в точке С определяем число оборотов насоса по формулам подобия.
14.7.1. Регулирование подачи насосной установки методом дросселирования.
Подачу центробежного (лопастного) насоса можно регулировать методом дросселирования, устанавливая в трубопроводе дроссель с изменяемым сопротивлением (задвижку, вентиль, кран и др.). При изменении открытия дросселя изменяется характеристика установки (крутизна характеристики трубопровода) и рабочая точка перемещается по заданной характеристике насоса (рис. 14.10). Этот способ регулирования подачи связан с дополнительными потерями энергии в дросселе и поэтому неэкономичен.
Подачу лопастных насосов можно также регулировать перепуском жидкости из напорной линии во всасывающую (или в приемный резервуар) через обводную трубу с регулируемым дросселем .
14.9. Регулирование подачи с использованием обводной линии.
На рис. 14.11 дано решение задачи о работе центробежного насоса в установке, снабженной обводной трубой, по которой для регулирования подачи насоса жидкость перепускается из напорной линии во всасывающую.
1. Задается характеристика насоса и величина потребного расхода Qпотр.
2.От Нст строится характеристика установки Нуст= Нст+hAD.
3.Строится характеристика трубопровода h= hCFB.
3. Строится совместная характеристика трубопровода hAD+hCFB.
4.Находится рабочая точка А: пересечение характеристики hAD+hCFB с характеристикой насоса, находятся значения Qн и Нн.
5. Проводится линия Нн параллельная оси абсцисс, при пересечении ее с характеристикой hCFB =f(Q) находится т.В, в которой определяется расход перетечки q через обводную линию и расход в линии СD – Q. Qн = q + Q
14.8. Задачи о работе насоса на сложный (разветвленный)
трубопровод.
Рассматриваются две задачи со схемами: работа насоса на трубопровод с параллельными ветвями и на трубопровод с концевой раздачей.
В первом случае задача решается так же, как и при работе на простой трубопровод, с помощью суммарной характеристики сложного трубопровода, включающей сопротивление его разветвленного участка.
Во втором случае при концевой раздаче рассматривается режим работы центробежного насоса на два напорных резервуара с разными уровнями — гидростатическими напорами жидкости.
В зависимости от соотношений между элементами установки насос может перекачивать жидкость из приемного резервуара А в оба резервуара С и В или может питать вместе с верхним резервуаром В нижний резервуар С.
Решение основано на определении пьезометрического уровня в узле В, при котором выполняется условие баланса расходов в трубах, примыкающих к узлу.
1. Характеристика насоса задана графиком.
2. Величина потерь во всасывающем hAN = hвс трубопроводе и напорном трубопроводе hNВ = hн может быть определена по формулам: ∑hп =kQ2, ∑hп = k*Q.
3. Используя эти формулы можно построить график зависимости напора (пьезометрического уровня) в узле В от подачи насоса, вычитая из ординат напорной характеристики насоса потери напора в трубе АNВ (кривая НВ)
НВ = Нн – hвс- hн.
4. Найдя точку I пересечения линии напора Нв с с характеристикой трубы ВС, построенной от пьезометрического уровня в резервуаре С, определим направление движения в трубе ВD, ведущей в верхний резервуар.
.
Если эта точка I расположена выше уровня в резервуаре В, то насос питает оба резервуара.
5. В этом случае строим зависимость суммарного расхода в трубах ВС и ВD от пьезометрического уровня в узле В, точка ее пересечения с кривой Нв определяет пьезометрический уровень в узле В, расходы в трубах и режим работы насоса (рабочую точку системы).
6. Если точка пересечения линии Нв и ВС’ расположена ниже уровня в резервуаре D, последний питает совместно с насосом резервуар С. В этом случае (штриховые линии на рис. 14.12) строят зависимость суммарного расхода в трубах АВ и ВВ от пьезометрического уровня в узле В (путем суммирования кривых Нв и ВВ по расходам); точка пересечения этой кривой с характеристикой трубы ВС’ является рабочей точкой системы.
8. При параллельной или последовательной работе нескольких насосов для определения режима работы системы следует предварительно построить суммарную характеристику насосов, а затем найти рабочую точку системы обычным способом, т.е. пересечением характеристики насосов с характеристикой установки.
Для построения суммарной характеристики насосов при параллельном их соединении необходимо сложить характеристики насосов по абсциссам (подачам), а при последовательном соединении — по ординатам (панорам).
14.9. Работа параллельных насосов и последовательно
соединенных насосов на простой трубопровод.
На рис. 14.14 показана схема параллельной работы центробежных насосов на простой трубопровод и дано графическое решение этой задачи.
14.10. Особенности работы на сеть насосов объемного типа.
Для объемных насосов (поршневых, роторных и др.) подачу Qн можно в первом приближении принимать не зависящей от развиваемого насосом напора Нн и пропорциональной частоте вращения насоса. Подача поршневого насоса, например, определяется по формуле
, (4.15)
где F и S — площадь и ход поршня; n — число двойных ходов поршня в минуту (частота вращения коленчатого вала); z — число рабочих камер (цилиндров) насоса; ηо — коэффициент подачи насоса. В общем виде подача объемных насосов различного типа выражается формулой
где W— рабочий объем насоса (подача его за один оборот вала), зависящий от типа и размеров насоса.
При указанном приближении линии напора Нн = f(Qн) на характеристиках объемных насосов можно показать в виде вертикальных прямых Qн =const, каждая из которых соответствует определенной частоте вращения насоса (рис. 14.16). В действительности подача любого объемного насоса при данной частоте вращения несколько уменьшается с ростом напора насоса.
Определение режима работы объемного насоса в гидросистеме производится так же, как и для лопастного насоса, путем построения на одном графике в координатах Q — Н характеристик насоса и гидросистемы и нахождения точки их пересечения — рабочая точка системы.
Поскольку подача объемных насосов почти не зависит от напора, способ регулирования подачи дросселированием к объемным насосам неприменим (полное закрытие дросселя на выходе из объемного насоса может повлечь за собой аварию, если не предусмотреть специальных предохранительных устройств).
Регулирование подачи в гидросистемах и установках с объемными насосами может осуществляться изменением частоты вращения насоса (см.рис. 14.16) или применением специальных насосов с переменной подачей, в которых на ходу изменяется рабочий объем W. Однако в большинстве случаев регулирование подачи в гидросистемах с объемными насосами производится менее экономичным, но наиболее простым способом перепуска жидкости из напорной линии во всасывающую. Для этой цели применяются различные регулируемые дроссели и переливные клапаны, а также автоматы разгрузки и другие специальные устройства.
На рис. 14.17 показана схема насосной установки с объемным насосом и перепускной трубой, снабженной регулируемым дросселем.
Для определения режима работы насоса при заданном давлении Ро в напорном баке и некотором открытии дросселя можно воспользоваться графическим построением, приведенным на рис. 14.13. При решении аналогичной задачи с лопастным насосом перепускная труба рассматривалась как ответвление трубопровода, на который работает насос с заданной характеристикой.
В ряде случаев более удобным является другой способ решения этой задачи, при котором перепускная труба рассматривается как дополнительный элемент самого насоса, изменяющий его рабочую характеристику. Нанеся на общий график в координатах Q —Н характеристику насоса и характеристику перепускной трубы, следует из первой вычесть вторую по расходам для этого нужно при различных значениях напора насоса вычитать из его подачи расходы в перепускной трубе (поскольку располагаемый напор перепускной трубы равен напору насоса).
Полученная в результате кривая АВ представляет характеристику насоса вместе с перепускной трубой. Пересечение этой кривой с характеристикой гидросистемы (кривая LD определяет рабочую точку системы (точка В), т.е. расходы Q в напорный бак и в перепускной трубе q, а также подачу Qп и напор насоса Нн (рабочая точка насоса С).
При любом другом открытии дросселя изменяется его характеристика, а следовательно, и характеристика насоса вместе с перепускной трубой; при этом рабочая точка системы смещается.
На рис. 14.18 схематически показана установка с объемным насосом и переливным, пружина которого отрегулирована па заданное давление Нрасч, определяющее момент его открытия. На графике показано определение режимов работы насоса, т.е. нахождение рабочих точек, при трех различных давлениях в напорном баке.
Для определения режимов работы насоса следует, как и в предыдущей схеме, из характеристики насоса вычесть характеристику переливного клапана, т.е. получить суммарную характеристику насоса вместе с клапаном (линия АВС). Точки пересечения этой кривой с характеристиками гидросистемы в трех указанных случаях определяют рабочие точки 1, II, III насоса.
Как видно на рис. 14.18, при напорах насоса Нн < Нрасч (случай 3) вся подача насоса идет в напорный бак; при Н > Нрасч (случаи 1 и 2) часть подачи насоса возвращается на сторону всасывания.
Применяя разобранные способы решения задач о работе объемных насосов на сеть, следует иметь в виду, что опытные характеристики объемных насосов обычно даются в виде зависимостей подачи насоса Qн‚ и его КПД от давления насоса Рн(рис. 14.19).
Если Вам понравилась эта лекция, то понравится и эта — 1.2. Жидкость и силы действующие на нее.
Давление насоса представляет энергию, сообщаемую насосом
единице объема перекачиваемой жидкости, и связано с напором насоса соотношением
(14.7)
Практически величина Рн равна повышнию давления жидкости от всасывающего до напорного патрубков насоса. Полезная мощность насоса выражается формулой
14.1.Баланс напоров
потока в трубопроводе с включенным в
него насосом.
14.2. Статический
напор установки.
14.3. Потребный
напор насосной установки.
14.4.Характеристика
работы насоса.
14.4.1.Вакуум во
всасывающей линии.
14.5. Регулирование
подачи насоса.
14.6. Задачи о работе
насосов на сеть.
14.7. Регулирование
подачи насосной установки.
14.1.Баланс напоров потока в трубопроводе
с включенным в него насосом.
При работе на сеть насосы рассматриваются,
как источники, сообщающие жидкости
энергию, при этом рабочий процесс насосов
не рассматривается.
Для решения задач о работе насосов на
сеть используется баланс напоров потока
в трубопроводе с включенным в него
насосом.
При установившемся движении жидкости
в трубопроводе включение в него насоса,
как источника энергии, изменяет уравнение
баланса напоров.
Напор насоса складывается из разности
напоров в конечной и исходной точках
плюс потери от начальной точки до
конечной точки (рис. 14.1). Напор насоса
это энергия, сообщаемая насосом единице
веса перекачиваемой жидкости.
Hн
+H1
= H2 +
∑hп1-2,(14.3)
Hн
+ H1
— hп.вс= H2
+ hп.н.,
где Н1иН2— полные напоры потока в начальном 1 и
конечном 2 сечениях трубопровода,
∑hп1-2=hп.вс.+
hп.н.—
сумма потерь напора в трубопроводе
между сечениями 1 и 2, то есть во всасывающем
hп.вс— и напорном канале hп.н..
Напор насоса затрачивается на
увеличение напора потока и преодоление
гидравлических сопротивлений в
трубопроводе.
Напоры Н1и Н2– это напоры
в т.1 и т.2. В уравнении напоров (14.1) не
учитывается потери между всасывающим
и напорным отверстием и (14.1) – это
упрощенное уравнение баланса напоров.
14. 2. Статический напор установки.
Сеть, на которую работает насос, может
быть простым или сложным трубопроводом,
а также включать в ряде случаев
гидродвигатели, преобразующие
гидравлическую энергию, сообщенную
потоку насосом, в полезную механическую
работу.
Схема насосной установки при работе
насоса на простой трубопровод показана
на рис. 14.1. Насос перекачивает жидкость
из приемного резервуара А в напорный
резервуар В по трубопроводу, состоящему
из всасывающей и нагнетательной труб.
Статическим напором установки
называют разность гидростатических
напоров жидкости в напорном и приемном
резервуарах:
(14.3)
Если давление на свободных поверхностях
жидкости в резервуарах равно атмосферному,
как для установки, изображенной на рис.
14.1, статический напор представляет
собой разность уровней жидкости в
резервуарах:
,
т.е. высоту подъема жидкости в установке.
Если давление в резервуарах при работе
насоса не равно атмосферному, см. рис.
14.2, например, в питающем резервуаре
имеется вакуум, а в напорном резервуаре
— избыточное давление больше атмосферного,
статический напор равен разности
пьезометрических уровней в резервуарах.
Статический напор установки
,
14.3. Потребный напор насосной установки.
Потребным напором установки Нпотр,
называют энергию, которую необходимо
сообщить единице веса жидкости для ее
перемещения из приемного резервуара в
напорный по трубопроводу установки при
заданном расходе.
14.3.1. При работе насоса на длинный
трубопровод, пренебрегают малыми
скоростными напорамив резервуарах
искоростным напором на выходе,
получим,
(14.4)
где ∑hп.н.=
hп.вс.+hп.н.— сумма потерь напора:
hп.вс.— во
всасывающей линии, включая потерю на
входе во всасывающую трубу;
hп.н.– в
напорной линии, включая потерю при
выходе из нее в напорный резервуар.
14.3.2. При работе насоса на трубопровод,
снабженный концевым сходящимся насадком
(рис. 14.3), скоростной напор на выходе из
насадка сравним с потерями по длине в
трубах и должен учитываться в уравнении
потребного напора.
Потребный напор при учете скоростного
напора равен
(14.5)
где V2/2g— скоростной напор на выходе из напорной
трубы (в предположении турбулентного
режима, для которого α = 1). Если бы потери
на всасывании были значительны, их
необходимо было бы учитывать. Поэтому
диаметры всасывающих трубопроводов
делают больше напорных, существуют
нормы на скорости потока во всывающем
и в напорном трубопроводе.
14.3.3. При установившемся режиме работы
установки, когда расход в системе
трубопроводов не изменяется со временем,
развиваемый насосом напор равен
потребному напору установки:
Нн = Нпотр(14.6)
Соседние файлы в папке Лекции и семинары
- #
- #
- #