Подбор насосов

Основными задачами при расчете насосов являются определение необходимого напора, создаваемого насосом, и мощности двигателя при заданном расходе жидкости. Насосы выбираются по каталогам или стандартам с учетом указанных параметров.

Напор определяется по формуле

Н = (р₁ – р₂)/ρg + h_г + h_п

где Н – напор насоса, м; р₁ - давление в аппарате на всасывании; р₂ - давление в аппарате на нагнетании; h_г - геометрическая высота подъема жидкости;

h_п - потери напора во всасывающей и нагнетательной линиях.

Полезная мощность, затрачиваемая на перемещение жидкости

N_п = (ρgHQ)/1000, кВт

Мощность на выходном валу

N = N_п/η_нη_п

где η_н - КПД насоса; η_п - КПД передачи от электродвигателя к насосу;

КПД насоса η_н = η₀η_гη_м

Здесь η₀ - объемный КПД, учитывающий перетекание жидкости из зоны большого давления в зону малого давления (для крупных центробежных насосов

0,96 - 0,98, для средних и малых насосов - 0,85 - 0,95); η_г - гидравлический КПД, учитывающий гидравлическое трение и вихреобразование (0,85-0,96); η_м - механический КПД, учитывающий механическое трение в подшипниках и уплотнениях (0,92 - 0,96).

КПД передачи зависит от наличия редуктора, при его отсутствии он равен 1, при наличии - 0,93 - 0,98. Зная Q, Н и N, можно по каталогам подобрать необходимый насос.

Мощность, потребляемая двигателем от сети N_дв больше номинальной вследствие потерь энергии в самом двигателе:

N_дв = N/η_дв

где η_дв - КПД электродвигателя, который ориентировочно принимается в зависимости от номинальной мощности N:

N,кВт	0,4 – 1,0	1,0 – 3,0	3,0 – 10	10 - 30	30 - 100	100 - 200
ηдв	0,7 – 0,78	0,78 – 0,83	0,83 – 0,87	0,87 – 0,9	0,9 – 0,92	0,92 – 0,94

Двигатель к насосу устанавливается несколько большей мощности, чем потребляемая, с запасом на возможные перегрузки:

N_уст = β N_дв

Коэффициент запаса берется в зависимости от величины N_дв:

Nдв ,кВт	<1,0	1,0 – 5,0	5,0 - 50	>50
β	2,0 – 1,5	1,5 – 1,2	1,2 – 1,15	1,1

Разрабатывая технологическую схему, необходимо учитывать, что высота всасывания насосов не может быть больше следующей величины:

где р_а - атмосферное давление; р₁ - давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости при рабочей температуре; w_вс - скорость жидкости во всасывающем трубопроводе; h_пс - потери напора во всасывающем трубопроводе; h_з -запас напо

ра для исключения кавитации.

Для центробежных насосов

h_з = 0,3(Qn²)^2/3,

где n - частота вращения вала, с^-1.

Для поршневых насосов

h_з =1,2(lf₁ω²r)/gf₂

где l - высота столба жидкости во всасывающем трубопроводе, отсчитываемая от поверхности жидкости в емкости; f₁,f₂ - площадь сечения поршня и трубопровода соответственно; ω - угловая скорость вращения кривошипа, рад/с; r - радиус кривошипа.

Пример 10.2. Подобрать центробежный насос для подачи 0,002 м³/с 10%-ного раст-

вора NaОН из емкости, находящейся под атмосферным давлением, в аппарат, рабо-

тающий под избыточным давлением 0,1 МПа. Температура раствора 40 °С; геомет-

рическая высота подъема раствора 15 м. Длина трубопровода на линии всасывания 3 м, на линии нагнетания 20 м. На линии всасывания установлен один вентиль, на линии нагнетания - один вентиль и дроссельная заслонка, имеются также два коле-

на под прямым углом.

Решение: Выбор диаметра трубопровода. Примем скорость раствора во всасыва-

ющем и нагнетательном трубопроводах одинаковой, равной 2 м/с. Тогда диаметр трубопровода

Принимаем трубопровод из стали Х18Н10Т диаметром 45 х 3,5 мм и уточняем ско-

рость раствора

w = (4∙0,002)/3,14∙0,038² = 1,76м/с

Определение коэффициента трения. Плотность 10%-ного раствора №ОН –

1100 кг/м³; его вязкость -1,16 10^-3 Па с. Тогда

Re = (1,76∙0,038∙1100)/0,00116 = 63420

Режим турбулентный. Примем абсолютную шероховатость труб 0,2 мм и тогда

ε = е/d = 0,2/38 = 0,0526.

Определим коэффициент трения

Определим сумму потерь на местные сопротивления.

На всасывающей линии:

вход в трубу ζ= 0,5;

вентиль (для d= 20 мм ζ = 8,0; для d = 40 мм ζ = 4,9);

интерполируя на диаметр 38 мм, получим ζ = 5,2;

Σζ_вс = 0,5+ 5,2 = 5,7.

На нагнетательной линии:

выход из трубы ζ = 1;

вентиль ζ = 5,2;

дроссельная заслонка ζ = 0,9;

колено под прямым углом ζ = 1,6;

Σζ_наг = 1+5,2+ 0,9 +2∙1,6= 10,3.

Определим потери напора.

Во всасываюшей линии

h_{п вс} = [(0,0325∙3)/0,038 + 5,7]1,76²/2∙9,81 = 1,3 м

В нагнетательной линии

h_{п наг} = [(0,0325∙20)/0,038 + 10,3]1,76²/2∙9,81 = 4,33 м.

Общие потери напора

h_п = 1,3 +4,33 = 5,63 м.

Подбор насоса. Определяем полный напор, развиваемый насосом

Н = 100000/(1100∙9,81) + 15 + 5,63 = 29,9 м.

Полезная мощность насоса

N_п = (0,002∙29,9∙9,81∙1100)/1000 = 645 Вт = 0,645 кВт.

Принимая η_п = 1 и η_н = 0,6, определим мощность на валу двигателя

N_дв = 0,645/(1∙0,6) = 1,075 кВт.

Мощность, потребляемая двигателем от сети при η_дв = 0,8

N = 1,075/0,8 = 1,34 кВт.

Принимая коэффициент запаса мощности β = 1,5, определяем установочную мощ-

ность электродвигателя

N_уст = 1,5∙1,34 = 2,01 кВт.

Подбираем центробежный насос марки Х8/30 с характеристиками:

производительность - 2,4∙10^-3 м³/с;

создаваемый напор - 30 м;

КПД насоса - 0,5.

Подбираем к насосу электродвигатель 4А100S2 номинальной мощностью 4 кВт, η_дв = 0.83, частота вращения вала 48,3 с^-1.

Рассчитаем предельную высоту всасывания. Определим запас напора, необходимый для исключения кавитации. Для центробежного насоса

h_з =0,3(0,002∙48,3²)^2/3 = 0,84 м.

Давление насыщенного пара при температуре 40 °С равно 7380 Па. Примем атмосферное давление равным 100 000 Па, а диаметр патрубка насоса равным диаметру трубопровода. Тогда

h_вс = 100000/(1100∙9,81) – (7380/1100∙9,81 + 1,76²/2∙9,81 + 1,3 + 0,84) = 6,3м.

Таким образом, центробежный насос можно расположить над уровнем раствора в емкости не выше чем на 6,3 м

Подбор машин для сжатия газов (компрессоров, газодувок, вентиляторов и т.д.) осуществляется аналогично подбору насосов по каталогам при заданном напоре и производительности.