2017-12-16
494
Составляющие элементы конструкции насоса:
1 – улитообразный корпус;
2 – вал;
3 – рабочее колесо с лопатками;
4 – лопатки рабочего колеса;
5 – входной патрубок;
6 – нагнетательный патрубок.
Принцип действия основан на преобразовании кинетической энергии жидкости в потенциальную энергию давления.
Жидкость подается (или поступает за счет разрежения, вызванного вращением вала) в центр колеса и далее на лопатки. Вращающаяся вместе с колесом и лопатками жидкость одновременно двигается вдоль лопаток и приобретает запас кинетической энергии. Далее при попадании в корпус кинетическая энергия уменьшается, т.к. уменьшается скорость жидкости, но растет потенциальная энергия, а, следовательно, растет давление на выкиде насоса.
Основными параметрами, характеризующими работу насоса, являются:
1) Производительность насоса Q – объем жидкости, перекачиваемый в единицу времени, м3/час.
2) Напор насоса Н – разность энергий жидкости на выходе и входе в насос, м.
Q и Н величины паспортные, т.е. указаны заводом-изготовителем в паспорте насоса.
|
|
|
Для того чтобы оценить, какой напор должен иметь насос для конкретной схемы перекачки (рис. 8.1), используют уравнение Бернулли [2].
Рис. 8.1 – Схема перемещения жидкости с помощью насоса
1– приемная емкость;
2 – насос;
3 – напорная емкость;
В – вакуумметр;
М – манометр;
Р0 – давление в емкости 1;
Р2 – давление в емкости 2;
Рвс – давление во всасывающем патрубке насоса;
Рн – давление в нагнетательном патрубке насоса;
Нн – высота нагнетания;
h – расстояние между точками присоединения вакуумметра и манометра;
Нг – геометрическая высота;
линия от емкости 1 до насоса – линия всасывания;
линия от насоса до емкости 2 – линия нагнетания
Для вывода уравнения напора запишем уравнение Бернулли (8.1) для сечений 0-0, I-I, и плоскости сравнения 0-0:
, (8.1)
где Z 0 – расстояние от сечения 0-0 до плоскости сравнения 0-0, Z 0 = 0;
V 0 – линейная скорость потока в приемной емкости, м/сек;
V вс – линейная скорость потока во всасывающем патрубке, м/сек;
h пот. вс – потери напора во всасывающей линии, м.
Так как V 0«V вс, то уравнение можно упростить (уравнение 8.2):
(8.2)
Удельная энергия на входе в насос Евх будет равна
(8.3)
Далее запишем уравнение Бернулли (8.4) для сечений I'- I', II – II и плоскости сравнения 0-0:
, (8.4)
где V 2 – линейная скорость потока в напорной емкости, м/сек;
V н – линейная скорость в нагнетательном патрубке насоса, м/сек;
h пот. н – потери напора в нагнетательной линии, м.
Так как V 2«V н, то энергию на выходе насоса можно записать как уравнение 8.5:
, (8.5)
Напор насоса равен разности Евых и Евх.
|
|
|
При вычитании левых частей уравнений для Е получим уравнение 8.6:
или
(8.6)
При этом абсолютное давление во всасывающем и нагнетательном патрубках насоса равно:
Р н = Р атм + Р м,
Р вс = Р атм – Р вак,
где Р м, Р вак – давления, замеряемые манометром и вакуумметром, Па.
Скорость V н = V вс, так как патрубки насоса обычно имеют одинаковый диаметр.
Тогда напор насоса равен (уравнение 8.7) [1]:
(8.7)
Таким образом, напор насоса можно определить как сумму показаний манометра и вакуумметра, выраженных в м, и расстояния по вертикали между точками расположения этих приборов.
Иное выражение для напора насоса можно получить при вычитании правых частей уравнений для Евых и Евх (уравнение 8.8) [1]:
,
тогда
(8.8)
Согласно полученному уравнению напор насоса затрачивается на преодоление геометрической высоты, разности давлений в приёмной и напорной ёмкостях и потерь напора во всасывающей и нагнетательной линии.
Уравнение (8.8) является расчетным уравнением для определения требуемого напора насоса для заданной схемы перекачки.
4) Высота всасывания hS – это энергия, которая сообщается в линии всасывания для обеспечения процесса всасывания.
В наиболее неблагоприятном случае перекачки из заглубленного открытого резервуара величина hS равна разности высот между осью насоса и уровнем жидкости в резервуаре. Схематично это показано на рис. 8.2:
Рис. 8.2 – Схема всасывания жидкости с помощью насоса
из заглублённого открытого резервуара
Для получения расчетного уравнения, позволяющего определить величину hS, записывается уравнение Бернулли для сечений I-I, II-II относительно плоскости сравнения O-O, уровень жидкости принимается постоянным [1].
Z1 + 
= Z2 + 
+ hпот.всас .
Для первого сечения Z 1 = 0, V1 ≈ 0, так как V1 «V2.
Для второго сечения Z 2 = hS, V2 – скорость в линии всасывания, м/сек.
Тогда можно записать: 
= hS + 
+ hпот.всас, м.
Как видно, всасывание происходит за счет разности давлений Рат и Рвх, которая должна преодолеть высоту hS, создать скоростной номер в линии всасывания и преодолеть потери напора в линии всасывания. Отсюда hS определяется по формуле 8.9:
hS = 
- 
- hпот, м. (8.9)
Если в результате расчета получено отрицательное значение величины hS, то процесс всасывания невозможен и необходимо изменять высоту расположения резервуара, длину, диаметр линии всасывания, добиваясь положительного значения.
В случае МТП при получении hS < 0 предусматривают установку подпорных агрегатов, обеспечивающих нормальный процесс всасывания.
Большое значение имеет величина Рвх. Давление Рвх не должно быть ниже давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости при температуре перекачки, т.к. в этом случае начинается процесс парообразования, т.е. выделение пузырьков растворенных газов из толщи жидкости, возникает явление кавитации.
Кавитация – это явление холодного кипения жидкости на входе в насос, когда имеют место местные падения давления в потоке ниже Рн.п. при температуре перекачки. В области низкого давления образуются пузырьки пара, которые, попадая в область высоких давлений, конденсируются, объем, образующейся при конденсации жидкости, намного меньше объема пузырька пара, т.е. при конденсации образуется свободный объем, который тут же заполняется окружающей его и находящейся под большим давлением жидкостью. Этот процесс сопровождается множеством гидроударов, которые разрушают рабочее колесо и лопатки, снижается КПД насоса и насос может выйти из строя.
Чтобы исключить или свести к минимуму возможность кавитации, в расчетном уравнении высоты всасывания может быть учтена поправка на кавитацию (уравнение 8.10) [3]:
hS = 
– – hпот.всас – sН, м, (8.10)
где s - поправка на кавитацию (уравнение 8.11) [5]:
s» 0,001218 
, (8.11)
|
|
|
где единицы измерения:
n – об/мин;
Q – м3/сек;
H – напор, м.
В расчетах Рвх принимается равным давлению насыщенных паров Рнп перекачиваемой жидкости при температуре перекачки.
Давление входа в насос можно проверить, если величина кавитационного запаса известна из характеристики насоса (паспортные данные). Для нормальной работы линии всасывания должно соблюдаться условие 8.12 [6]:
(8.12)
где Dhкзн – допустимый кавитационный запас, м;
Vвх – скорость потока во всасывающем патрубке насоса, м/сек.
Допустимый кавитационный запас Dhкзн можно рассчитать по уравнению 8.13:
Dhкзн = Dhкзводы - Кh(Dht - Dhn), (8.13)
где Dhкзводы – кавитационный запас при работе на воде (паспортные данные);
Кh –коэффициент запаса, Кh = 1,1 ÷ 1,15;
Dht, Dhn – поправки на температуру и вязкость перекачиваемой жидкости (уравнения 8.14, 8.15):
, (8.14)
, (8.15)
где xвх - коэффициент сопротивления на входе в насос.
При Re ³ 1000 xвх = 1.
Напор на входе в насос, т.е. величина Р вх/ ρg в значительной мере определяется для подпорных агрегатов высотой уровня продукта в резервуаре, подлежащем откачке, а для основного агрегата – давлением нагнетания, развиваемого подпорным насосом.
Поэтому при несоблюдении условия 8.12 для подпорного агрегата следует увеличивать допустимый минимальный уровень продукта в подключенном к откачке резервуаре.
При несоблюдении условия 8.12 для основного агрегата необходимо использовать подпорный агрегат с большим напором. Кроме того, и в том и в другом случае можно увеличить диаметр всасывающих патрубков насосов, что будет способствовать увеличению давления на входе в насос.
4) Теоретическая мощность, потребляемая насосом, определяется по уравнению 8.16 [2]:
NТ = 
, Квт, (8.16)
где единицы измерения:
H – м;
r – кг/м3;
g – м/сек2;
Q – м3/сек.
Мощность на валу будет равна (уравнение 8.17):
Nв = 
, (8.17)
где hH – КПД насоса, учитывает потери мощности на трение в узлах насоса, на утечки и перетоки жидкости через неплотности в насосе. КПД магистральных насосов достигает 76-86 %.
5) Характеристики насоса в координатах Q-H, Q-h, Q-N.
|
|
|
К этому понятию относятся графические зависимости напора, КПД, мощности насоса от величины Q, которые имеют вид (рис. 8.3):
Рис. 8.3 – Характеристики насоса в координатах Q – H
1 – напор насоса;
2 – КПД насоса;
3 – потребляемая мощность насоса
Данные зависимости получают обычно при выпуске насосов заводы-изготовители на стендовых установках при испытании на воде.
Представленные кривые полностью отражают работу насоса при разных количествах перекачиваемой жидкости.
Для зависимости Н = f(Q) характерным является:
а) снижение напора, развиваемого насосом, с ростом Q;
б) максимальное или близкое к максимуму значение Н при Q = 0, т.е. при работе на закрытую выкидную задвижку насос работает сам на себя и Рконеч = Const.
Обе эти особенности отличают центробежный насос от поршневого, для которого зависимость Н = f(Q) имеет вид вертикальной линии.
Рис. 8.4 – Характеристики поршневого насоса в координатах Q – H
при разном числе ходов поршня в единицу времени
В этом случае давление постоянно растет при работе на закрытую задвижку при Q = Const, а увеличение Q можно получить изменением числа ходов поршня в минуту.
Это говорит о том, что для создания очень высоких давлений следует рекомендовать поршневые насосы. Для давлений до 10 МПа, т.е. для МТП, обычно используют центробежные насосы.
Если отсутствуют заводские характеристики, можно пользоваться характеристиками насосов в аналитическом виде (уравнения 8.18 и 8.19) [6]:
H = H0 +аQ – bQ2, (8.18)
hн = С0 + С1Q + С2Q2, (8.19)
где а, в, С0, С1, С2 - эмпирические коэффициенты, представлены в литературе.
6) Зависимость Q, H, N от числа оборотов «n» вала двигателя.
Если изобразить рабочее колесо с лопатками, то можно видеть, что движение жидкости по рабочему колесу характеризуется двумя скоростями: угловая, направленная вдоль лопатки рабочего колеса, и линейная (или окружная) V, направленная по касательной к окружности вращения (рис. 8.5):
Рис. 8.5 – Параллелограмм скоростей на выходе
с рабочей лопатки
Угловая скорость выражается уравнением 8.20:
w = 
= 2pn, (8.20)
где 2p – полный оборот вала;
n – об/мин.
Угловая и окружная скорости связаны соотношением 8.21:
w = 
, (8.21)
где R – радиус колеса, м.
Отсюда следует, что 2pn = 
, и окружная скорость выражается уравнением 8.22:
V = 2p×n×R = pD×n, м/мин. (8.22)
Таким образом, окружная или линейная скорость движения жидкости пропорциональна первой степени числа оборотов «n».
Но в то же время расход жидкости Q прямо пропорционален первой степени линейной скорости, т.к. Q = V×S м3/сек, следовательно, Q прямо пропорционален первой степени n, т.е. отношение расходов при изменении числа оборотов вала будет определяться соотношением 8.23 [2]:
. (8.23)
В то же время напор по уравнению Дарси-Вейсбаха прямо пропорционален квадрату V, поэтому отношение напоров при изменении числа оборотов вала будет определяться соотношением 8.24 [1]:
. (8.24)
Мощность прямо пропорциональна произведению Q и H, тогда можно записать соотношение 8.25 [1]:
. (8.25)
Полученные уравнения называются законами пропорциональности и используются для пересчета характеристик насоса при изменении числа оборотов.
Изменить характеристики насоса можно обточкой колес, при этом справедливы уравнения 8.26 и 8.27:
(8.26)
, (8.27)
где Q¢, Dk, H¢ – обточенное колесо;
Q, D, H – заводское исполнение;
7) Последовательное и параллельное соединение центробежных насосов:
а) последовательное соединение (рис. 8.6):
Рис. 8.6 – Схема последовательного соединения насосов
Н –1, Н –2 – насосы № 1, 2;
1, 3 – приемные задвижки;
2, 4 – выкидные задвижки;
5, 6 – обратный клапан
Обратный клапан не позволяет высокому давлению переходить на сторону низкого.
При работе двух последовательно соединенных агрегатов в расчетах используется совмещенная характеристика, построение которой осуществляется сложением напоров при Q = Const (рис. 8.7):
Рис. 8.7 – Совмещенная характеристика
при последовательном соединении насосов
1 – характеристика Н -1 и Н -2;
2 – совмещенная характеристика при работе
двух агрегатов, соединенных последовательно
Схема последовательного соединения агрегатов применяется для увеличения общего напора чаще всего при перекачке на большие расстояния;
б) параллельное соединение агрегатов (рис. 8.8):
Рис. 8.8 – Схема параллельного соединения насосов
Совмещенная характеристика при параллельном соединении агрегатов строится сложением расходов при Н = Const (рис.8.9):
Рис. 8.9 – Совмещенная характеристика
при параллельном соединении насосов
1 – характеристика насосов Н -1 и Н -2;
2 – совмещенная характеристика
Схема используется для увеличения производительности перекачки при постоянном напоре.
Для МТП параллельное соединение чаще всего имеет место для обвязки подпорных агрегатов.
Общая схема соединения подпорных и основных агрегатов в насосных станциях между собой может иметь вид, показанный на рис. 8.10:
Рис. 8.10 – Схема соединения подпорных и основных агрегатов
в насосных станциях
Н – подпорные насосные агрегаты;
НМ – магистральные насосные агрегаты;
1 – запорная арматура;
2 – обратные клапаны
Назначение подпорного насоса – обеспечить бескавитационную работу основных насосных агрегатов.
Обратные клапаны – это арматура, которая, как отмечено выше, не позволяет высокому давлению распространяться в сторону низкого давления, т.е. пропускает поток только в одном направлении.
Из всего вышесказанного можно сделать заключение о некоторых способах регулирования производительности перекачки на действующем трубопроводе, к которым относятся:
1) регулирование открытием или закрытием выкидной задвижки, что изменяет соотношение Н = f(Q) на характеристике насоса;
2) числом оборотов насоса;
3) способом соединения насосов между собой;
4) обточкой колес.
