Алматинский институт энергетики и связи
Кафедра тепловых энергетических установок
Конспект лекций
Вспомогательное оборудование ТЭС. Насосы и вентиляторы
(для студентов всех форм обучения специальностей 220140 — Тепловые электрические станции и 110440 — Ядерные реакторы и энергетические установки и 050717 — Теплоэнергетика)
Составитель: А.И. Соколов
Алматы 2005
В конспекте лекций рассматриваются насосы и вентиляторы тепловых и атомных электрических станций. Предварительно вводятся основные параметры, справедливые для всех типов нагнетателей. Затем даётся классификация нагнетателей, и кратко характеризуются особенности их конструкций. Подробно рассматривается основной тип нагнетателей, используемых на ТЭС и АЭС — центробежные и осевые насосы и вентиляторы. В заключение приведено несколько примеров конструкций конкретных марок насосов и вентиляторов. Приведенный материал сопровождается иллюстрациями.
Для более глубокого изучения предмета в конце дан список рекомендуемой литературы.
Рецензент: доцент кафедры «Тепловые энергетические установки», кандидат технических наук Тютебаева Галия Муафековна.
Печатается по плану издания Алматинского института энергетики и связи на 2004 г.
Алматинский институт энергетики и связи, 2005 г.
Лекция 1. Место насосов и вентиляторов в тепловой схеме и схеме газовоздушного тракта ТЭС. Характеристики нагнетателей
центробежный нагреватель тепловой насос
Цель лекции: дать общие представления о нагнетателях — насосах и вентиляторах и основных параметрах, которые их характеризуют.
Современные тепловые электростанции представляют собой систему теплообменных аппаратов, в которых потоки воздуха, дымового газа, воды и пара непрерывно обмениваются теплом, турбины, преобразующей поток пара в механическую энергию, и парогенератора, в котором вырабатывается пар за счет сжигания ископаемого органического топлива. В атомных электростанциях источником тепла служит реактор, в котором нагрев воды или другого теплоносителя происходит за счет расщепления ядер атомов урана с выделением большого количества энергии. Парогенератор тепловой электростанции и атомный реактор тоже, по сути, представляют собой теплообменники, в которых в процессе теплообмена с одним из теплоносителей происходит химическое превращение (тепловая электростанция) или физическое превращение (атомная электростанция).
Тепловая изоляция трубопроводов тепловых сетей
... экономии топлива. Учитывая сравнительно небольшие затраты на теплоизоляцию трубопроводов (5...8% от капиталовложений в строительство тепловых сетей), очень важным в вопросах сохранения ... насосы, теплообменники, резервуары для хранения воды, нефти и нефтепродуктов. Особенно высокие требования предъявляются к эффективности тепловой изоляции низкотемпературного и криогенного оборудования. Тепловая ...
Кроме водяных и пароводяных теплообменников, входящих в основной контур тепловой схемы, существуют еще системы охлаждения подсистем турбины, через которые непрерывно прокачивается охлаждающее масло. Это масло в свою очередь охлаждается водой в соответствующем маслоохладителе. Для нормальной работы всей схемы должна осуществляться непрерывная циркуляция теплоносителей через все теплообменные аппараты и другие точки теплообмена. Такие потоки теплоносителей могут быть весьма существенными. Так, например, через реактор ВВЭР-1000 проходит вода четырьмя потоками по 20000 м3/час (5,6 м3/с) в каждом потоке. Расход пара турбиной К500-240 тепловой электростанции — 450 кг/с, следовательно, такое количество воды необходимо сжать до 35 МПа и подать в парогенератор. Все потоки воды в тепловой схеме турбинной установки осуществляются за счет работы насосов.
На принципиальной тепловой схеме турбины мощностью 300 МВт (рисунок 1) показаны только основные насосы. Подача основного конденсата через подогреватели высокого давления 8 в парогенератор осуществляется питательным турбонасосом 1 и резервным электронасосом 2. К питательным насосам предвключены бустерные насосы 3. Перекачка конденсата из конденсатора через систему подогревателей низкого давления осуществляется группой конденсатных насосов 4. Конденсат пара отборов турбины, образующийся в подогревателях низкого давления 9, перекачивается в трубопровод основного конденсата системой дренажных насосов 5. Техническая вода для охлаждения конденсатора подается циркуляционными насосами 6.
Рисунок 1. Основные насосы энергоблока 300 МВт
Для поддержания устойчивого горения в котле, в него непрерывно должны подаваться топливо и воздух и непрерывно должны удаляться продукты сгорания. Жидкое топливо (мазут) подается с помощью топливных насосов, угольная пыль — с помощью вентиляторных установок. Воздух в котел подается вентиляторами. Удаление продуктов сгорания (дымового газа) из котла, транспортировка его по газовому тракту в дымовую трубу осуществляется дымососами. Вентиляторы и дымососы носят общее название тягодутьевых машин.
Место тягодутьевых машин в газовоздушном тракте показано на рисунке 2. В простейшей схеме (рисунок 2-а) воздух подается в котел 1 через воздухоподогреватель 2 вентилятором 6. Подогретый воздух разделяется на два потока: один поток поступает в качестве вторичного воздуха в горелку 5, а другой поток дросселируется заслонкой 8 и поступает на мельничный вентилятор 4, откуда вместе с угольной пылью подается в горелку 5 в качестве первичного воздуха. Дымовой газ проходит через воздухоподогреватель 2 и направляется в систему очистки газа 3. Дымовой газ транспортируется дымососом 7 и выбрасывается в трубу 10. Дымосос, установленный перед дымовой трубой, обеспечивает разрежение в котле и газоходе. Существуют схемы, в которых тягодутьевая машина устанавливается перед котлом. В этом случае котел и газовый тракт работают под давлением.
Более эффективной является схема, изображенная на рисунке 2-б. В этой схеме воздухоподогреватель разделен по воздуху на две части. Для каждой части установлен вентилятор того давления, которое необходимо для преодоления сопротивления воздушного тракта. В этой схеме отсутствует дросселирование первичного воздуха, следовательно, суммарная мощность вентиляторов 6 и 9 меньше мощности вентилятора 6 на рисунке 2-а.
Буровые промывочные жидкости
... от горного давления, но и от давления промывочной жидкости. В бурении горное давление всегда превышает гидростатическое столба промывочной жидкости в скважине ... так и по обратной схеме. При использовании периодической промывки направление потока бурового раствора меняется с ... трубы, нагревающиеся вследствие трения о стенки скважины. Буровые растворы обладают относительно высокой теплоемкостью, поэтому ...
Рисунок 2. Схемы газовоздушных трактов электростанций, работающих на пылеугольном топливе
1.1 Основные параметры нагнетателей
1.1.1 Подача
Количество жидкости или газа, подаваемого в единицу времени, называется подачей. Различают подачу объемную (Q м3/с) и массовую (G кг/с).
Объемная и массовая подачи связаны между собой соотношением
кг/с, (1)
где — плотность жидкости или газа, кг/м3.
Для полной характеристики различают номинальную подачу Qном — подачу, указанную в техническом паспорте нагнетателя; оптимальную подачу Qопт — подачу в режиме максимального к.п.д. нагнетателя; минимальную подачу Qмин — минимально допустимую подачу нагнетателя по условиям эксплуатации; максимальную подачу Qмакс — максимально допустимую подачу нагнетателя по условиям эксплуатации. Подачу нагнетателя можно рассчитать, измерив разность давления на различных сужающих устройствах, установленных в трубопроводе после нагнетателя: диафрагме, сопле Вентури, трубе Вентури. В общем виде расход вычисляется по формуле
м3/с, (2)
где с — коэффициент, характеризующий сужающее устройство;
- h — перепад давления на сужающем устройстве, который показывает дифференциальный манометр.
Подача нагнетателя определяется его размером, скоростью движения работающего органа, мощностью двигателя и свойствами сети, в которую включен нагнетатель.
1.2 Напор или давление
Напор нагнетателя представляет собой понятие энергетическое. Следовательно, работа, совершаемая рабочим органом нагнетателя, расходуется на изменение кинетической и потенциальной энергии потока перед и после нагнетателя, на преодоление поверхностных сил сопротивления (трение о стенки трубопровода, газохода) и работу сил давления. Работа, совершаемая рабочим органом нагнетателя, равна
Дж, (3)
где НТ — работа рабочего органа, осуществляемая над единицей веса жидкости, м;
- Qt — количество жидкости, прошедшее через нагнетатель за время t, кг.
Эта работа затрачивается на работу по преодолению сил давления
Дж, (4)
на работу сил трения
Дж, (5)
на изменение кинетической энергии потока жидкости в нагнетателе (между входом и выходом)
Дж, (6)
на изменение потенциальной энергии жидкости, прошедшей через нагнетатель
Дж, (7)
где — площадь поперечного сечения потока, м2;
- с — скорость движения потока, м/с;
- (р1 — р2) — разность давления на входе и выходе нагнетателя, н/м2;
- Q — объемный расход жидкости через нагнетатель, м3/с;
- удельный вес жидкости, н/м3;
- hW — работа, совершаемая силами трения в потоке, отнесенная к единице веса перемещаемой жидкости (потери напора), м;
- m — масса перемещаемой жидкости, кг;
- плотность жидкости, кг/м3;
- z1, z2 — возвышение сечений 1 и 2 потока над плоскостью сравнения, м.
Тогда закон сохранения энергии для потока жидкости через нагнетатель запишется в виде
Наддув поршневых двигателей. Системы и схемы наддува. Пределы ...
... при выходе из нагнетателя скорость воздушного потока уменьшается, а давление, наоборот, возрастает, за счет «поджимающего» сзади воздуха. Эффективность центробежных нагнетателей пропорциональна оборотам двигателя. На низких оборотах прирост мощности практически не ...
(8)
Обозначая разность НТ — hw = H, выражение (8) можно переписать в виде
м. (9)
Н называется напором насоса и представляет собой энергию, сообщенную единице веса жидкости, прошедшей через насос.
Для вентилятора или дымососа работу, совершаемую рабочим органом, обычно относят к объему газа, прошедшего через нагнетатель. Тогда
Так как для газообразных сред z — величина значительно меньше остальных членов уравнения (Н определяется в единицах давления), то последнее уравнение можно переписать в виде
н/м2. (10)
Давление вентилятора представляет собой энергию, сообщенную единице объема газа, прошедшего через вентилятор.
1.3 Мощность
Мощность определяется работой в единицу времени и имеет размерность Дж/с = Вт. Исходя из этого, полезную мощность потока жидкости, выходящей из насоса, можно представить следующим образом
Вт, (11)
а полезную мощность потока газа, выходящего из вентилятора
Вт. (12)
Мощность нагнетателя — мощность, подводимая на вал нагнетателя от двигателя. Очевидно, что N > Nn из-за потерь мощности в самом нагнетателе.
Отношение
(13)
называется коэффициентом полезного действия нагнетателя. Отсюда
Вт. (14)
Коэффициент полезного действия нагнетателя представляет собой произведение трех коэффициентов, характеризующих отдельные виды потерь в нагнетателе
где г — гидравличенский к.п.д. нагнетателя — отношение полезной мощности к сумме полезной мощности и мощности, затрачиваемой на преодоление гидравлических сопротивлений в нагнетателе
;
- об — объемный к.п.д. насоса — отношение полезной мощности к сумме полезной мощности и мощности, теряемой вследствие внутренних перетечек через зазоры и кольцевые уплотнения
;
- мех — механический к.п.д., характеризующий потери энергии от механического трения в подшипниках и уплотнениях нагнетателя
Обычно мощность характеризуется следующими значениями. Nном — номинальная (паспортная) мощность — мощность в номинальном режиме Qном; Nопт -мощность, развиваемая нагнетателем при максимальном кпд; N0 — мощность при нулевой подаче Q0 = 0. Энергетическая эффективность оценивается кпд установки
, (15)
где Nэл — мощность на клеммах электродвигателя, Вт.
1.4 Антикавитационный запас
В насосах, перекачивающих жидкость, может возникать кавитация. Кавитация — это образование в жидкости полостей, заполненных газом, паром или их смесью. Кавитационные пузырьки образуются в тех местах, где давление в жидкости становится ниже давления насыщенного пара этой жидкости. Вероятность образования кавитационных пузырьков за счет разрыва жидкости становится заметной при наличии растягивающих усилий. Прочность жидкости на разрыв зависит от многих причин, в том числе от наличия в реальных жидкостях так называемых кавитационных зародышей: микроскопических газовых пузырьков, твердых частиц с трещинами, заполненными газом. Такие пузырьки, попадая в область пониженного давления р < ркр , сильно расширяются в результате того, что давление содержащегося в них пара и газа оказывается больше, чем суммарное действие поверхностного натяжения и давления в жидкости. В результате на участке жидкости с пониженным давлением создается четко ограниченная кавитационная зона, заполненная движущимися пузырьками. После перехода пузырька в зону повышенного давления рост пузырька прекращается, и он начинает сокращаться. Сокращение кавитационного пузырька происходит с большой скоростью и сопровождается гидравлическим ударом, тем более сильным, чем меньше газа содержит пузырек. Если одновременно возникает и захлопывается множество пузырьков, то явление кавитации сопровождается сильным шумом. Если кавитационная каверна захлопывается вблизи обтекаемого тела, то многократно повторяющиеся удары приводят к разрушению поверхности обтекаемого тела — так называемой кавитационной эрозии. Мощность удара при захлопывании кавитационного пузырька настолько велика, что может сопровождаться такими физико-химическими явлениями, как искрообразование и люминесценция. Кавитационной эрозии наиболее часто подвергаются лопатки гидротурбин, насосов, гребных валов кораблей. При работе лопасть насоса или винта совершает собственные колебательные движения на основной и кратных гармониках. При движении поверхности лопасти от жидкости в месте контакта возникает сильное разрежение с образованием множества кавитационных пузырьков. При обратном движении поверхности лопасти давление резко увеличивается и кавитационные пузырьки захлопываются, разрушая поверхность лопасти.
Насосы в промышленном производстве
... схема насосной установки Из приемного резервуара (1) жидкость подается по подводящему резервуару (2) к насосу (3). Насос, в свою очередь прикрепленный муфтой к приводному двигателю ( ... установки. Основные параметры, характеризующие насос: подача; напор; мощность; коэффициент быстроходности. Напор Н или давление р насоса На практике чаще применяется понятие напора насоса: Н=р/сg. Можно записать: ...
Существует безразмерный параметр, по величине которого можно судить о возможности возникновения кавитации в данной точке потока
, (16)
где р — гидростатическое давление набегающего потока, Па;
- рн — давление насыщенного пара, Па;
- плотность жидкости, кг/м3;
- v — скорость жидкости на достаточном удалении от тела, м/с.
Эффективным средством для борьбы с кавитацией является повышение давления в потоке. Примером этого может служить установка бустерных насосов на всасывающей стороне питательного насоса. Необходимый избыток давления определяется давлением насыщенного пара при температуре жидкости, перекачиваемой насосом, носит название кавитационного запаса и определяется зависимостью
, (17)
где Рп — давление насыщенного пара, Па.
1.5 Высота всасывания насоса
Высота всасывания определяется внешним давлением, действующим на свободную поверхность перекачиваемой жидкости. Если свободная поверхность жидкости находится в открытом пространстве, то высота всасывания определяется атмосферным давлением.
Если жидкость поднимать с помощью поршня, медленно двигающегося в трубе, один конец которой опущен в воду, то жидкость должна двигаться за поршнем до тех пор, пока вес столба жидкости не уравновесится атмосферным давлением. При атмосферном давлении В, Па, высота столба воды должна быть
, м.
При нормальных условиях высота Н равняется примерно десяти метрам. Однако на самом деле высота столба воды будет меньше на величину, которая определяется давлением насыщенного пара воды при данной температуре. Чем выше температура воды, тем выше давление насыщенного пара, тем ниже высота подъема жидкости.
На практике, в отличие от медленно поднимающегося поршня, подъем и перекачка жидкости происходит довольно быстро, и поэтому на высоту подъема будет влиять характеристика всасывающего трубопровода — потери на трение и потери на местных сопротивлениях. К этим потерям добавляются потери на увеличение кинетической энергии жидкости. Для защиты лопастей и стенок насоса от кавитационного разрушения необходимо еще ввести антикавитационный запас. Минимальный антикавитационный запас зависит от частоты вращения ротора п, объемной производительности насоса Q, стойкости насоса к кавитационным явлениям с, которая определяется материалом и профилем лопастей, формой проточной части. Коэффициент с обычно лежит в пределах 5001500.
Центробежный насос секционный
... многоступенчатого секционного насоса состоит из корпуса 1 насоса с размещенным в нем валом 2. На валу 2 закреплены рабочие колеса 3 ... колеса и перекачиваемой жидкости. Вращаясь, рабочее колесо сообщает круговое движение жидкости, находящейся между лопатками. Вследствие возникающей центробежной силы жидкость от центра колеса перемещается к внешнему выходу. Выйдя из первого рабочего колеса, ...
(18)
Таким образом, допустимая высота всасывания равна разности внешнего давления, действующего на поверхность жидкости (для открытых поверхностей — атмосферное давление), и суммы давления насыщенного пара жидкости при данной температуре, сопротивления трубопровода между емкостью с перекачиваемой жидкостью и входом в насос, которое складывается из сопротивления трения и местных сопротивлений, кинетической энергии жидкости на входе в насос и антикавитационного запаса для данного насоса
, (19)
где р0 — давление над свободной поверхностью жидкости, Па;
- рп — давление насыщенных паров жидкости при данной температуре, Па;
- потери давления на трение в подводящем трубопроводе, м;
- потери давления на местных сопротивлениях в подводящем трубопроводе;
- потери, связанные с ускорением потока от нулевой скорости жидкости в резервуаре до скорости с1 на входе в насос, м;
- Нк min — антикавитационный запас, м;
- lт — длина всасывающей трубы, м;
- dвн — внутренний диаметр всасывающей трубы, м.
1.6 Быстроходность насоса
В зависимости от соотношения расхода, напора и скорости вращения ротора изменяется форма проточной части нагнетателя, в основном рабочего колеса. Для характеристики формы рабочего колеса в соответствии с заданными параметрами вводится критерий — коэффициент быстроходности нагнетателя. Для насосов коэффициент быстроходности определяется формулой
1/мин. (20)
Физический смысл этого критерия заключается в том, что ns — частота вращения эталонного (геометрически подобного данному) насоса, создающего напор 1 м при полезной мощности 0,736 кВт. Коэффициент быстроходности определяется при максимальном к.п.д. Для многоступенчатого насоса ns определяется по параметрам ступени, для многопоточных — по параметрам для одной стороны рабочего колеса. В общем виде пs задается формулой
1/мин, (21)
где i — количество последовательных ступеней рабочих колес;
- j — количество потоков жидкости, соединенных параллельно;
- Q — подача, м3/с;
- H — напор, м;
- п — частота вращения ротора, 1/мин.
Для вентиляторов коэффициент быстроходности определяется как число оборотов вентилятора данного типа, который в режиме максимального кпд подает 1 м3/с газа, создавая условное давление 294,2 Па. Тогда
, (22)
где Н — напор, приведенный к = 1,2 кг/м3.
Различные нагнетатели имеют следующие значения коэффициента быстроходности:
- ротационные и поршневые 40;
- вихревые 10-25;
- центробежные 40-300;
- диагональные 300-600;
- осевые 600-1200.
При помощи коэффициента быстроходности, вычисленного по (20), (21) и (22), можно выбрать тип нагнетателя для работы с заданными Q, H и п.
Гидравлические насосы. Их назначение, классификация и области применения
... Лопастные насосы бывают одноступенчатыми и многоступенча тыми . Одноступенчатые насосы имеют одно рабочее колесо, многоступенчатые -- несколько последовательно соединенных рабочих колес, закрепленных на одном валу. На рис.2.1 изображена простейшая схема центробежного насоса - одноступенчатый насос консольного типа. Рабочее колесо у этих насосов ...
Лекция 2. Классификация нагнетателей
Цель лекции: дать понятия о конструктивных особенностях различных типов насосов и вентиляторов, познакомить с основными параметрами.
По конструкции и принципу действия нагнетатели можно разделить на объемные и динамические.
2.1 Объемные нагнетатели
В насосах объемного типа определенный объем перекачиваемой жидкости отсекается и перемещается от входного патрубка насоса к напорному, при этом жидкости сообщается дополнительная энергия в виде давления. Насосы объемного типа подразделяются на две подгруппы: возвратно-поступательного действия (поршневые, диафрагменные) и роторные.
В возвратно-поступательных насосах перемещение жидкости достигается за счет осевого перемещения поршня или диафрагмы в цилиндре насоса. Схема простейшего поршневого насоса показана на рисунке 3.
Рисунок 3 — Схема простейшего поршневого насоса
Рисунок 4 — Схема поршневого насоса двустороннего действия
Цилиндр 1 сопряжен с клапанной коробкой 2, в гнездах которой расположены всасывающий и нагнетательный клапаны 3 и 4. Поршень 5, движущийся в цилиндре возвратно-поступательно, производит попеременно всасывание из трубы 6 и нагнетание в трубу 7. Привод поршня осуществляется от двигателя через кривошипно-шатунный механизм.
На рисунке 4 показан поршневой насос двустороннего действия. При движении поршня происходит всасывание жидкости в одной клапанной коробке и выталкивание её в другой. При изменении направления движения поршня меняется действие клапанов в коробках. Таким образом, нагнетание происходит как при прямом движении поршня, так и при обратном.
Подача поршневого насоса одностороннего действия, приводимого в действие от двигателя кривошипно-шатунным механизмом, равна
м3/с, (23)
где D — внутренний диаметр цилиндра, м2;
- S — ход поршня, м;
- п — число двойных ходов поршня, 1/с;
- о — объемный кпд насоса.
Подача насоса двустороннего действия равна
м3/с, (24)
где d — диаметр штока поршня, м.
Обычно к.п.д. поршневых насосов равен о = 0,70,97.
Насосы возвратно-поступательного действия обладают существенным недостатком — неравномерностью подачи, обусловленной периодичностью движения поршня.
В роторных насосах один или несколько вращающихся роторов образует в корпусе насоса полости, которые захватывают перекачиваемую жидкость и перемещают ее от входного патрубка насоса к напорному. Роторные насосы обеспечивают более равномерную подачу, в них отсутствует отсекающая клапанная система. Роторные насосы делятся на следующие подгруппы: шестеренчатые, пластинчатые, винтовые.
Схема зубчатого шестеренчатого насоса показана на рисунке 5-а. Сцепленные зубчатые колеса 1 и 2 помещены с малым зазором в корпусе 3. Ось ведущего колеса 1 выходит из корпуса через уплотняющий сальник и соединяется с двигателем. При вращении колес жидкость поступает из полости всасывания 4 во впадины между зубьями и корпусом и перемещается в напорную полость 5. Здесь при сцеплении происходит выдавливание жидкости из впадин.
Подача шестеренчатого насоса, состоящего из двух одинаковых колес, определяется по формуле
Установки погружных центробежных насосов (УЭЦН)
... насосов и интенсивный износ рабочих агрегатов. В результате вибрации усиливаются, вода через торцевые уплотнения попадает в погружной двигатель, двигатель перегревается, что приводит к сбою работы УЭЦН. Условное обозначение установок: УЭЦН ... малым диаметром рабочих ступеней: рабочих колес и направляющих лопаток. Погружные насосы, выпускаемые ... расхода масла. (см. рисунок 1.3.) Протектор двухкамерный, с ...
м3/с, (25)
где f — площадь поперечного сечения впадины между зубьями, м2;
- l — длина зуба колеса, м;
- z — количество зубьев на колесе;
- n — частота вращения, 1/с;
- о — объемный кпд насоса.
Если зубчатые колеса разного диаметра, то
м3/с. (26)
Если передаточное число зубчатой пары , а диаметры начальных окружностей D1 и D2, то (26) преобразуется к следующему виду
м3/с. (27)
В общем, подача шестеренчатого насоса определяется его геометрическими размерами и частотой вращения вала.
Разновидностью шестеренчатого насоса является насос восьмерочного типа, показанный на рисунке 5-б.
Шестеренчатые насосы дают достаточно большой напор при малой подаче и не зависят от противодавления в сети. Их можно подключать к высокоскоростным двигателям, они допускают реверс (обратное вращение).
Недостатком является быстрый износ рабочих органов.
Рисунок 5 — а) Конструктивная схема шестеренчатого насоса:
1- ведущая шестерня; 2- ведомая шестерня; 3- корпус; 4- полость всасывания; 5- напорная полость; б) насос восьмерочного типа: 1- корпус; 2- рабочие колеса
Простейшая схема пластинчатого (шиберного) насоса дана на рисунке 6-а. В цилиндрическом корпусе 1 эксцентрично расположен массивный ротор 2 с радиальными продольными пазами, где свободно размещены пластины. При вращении ротора пластины под действием центробежных сил выходят из пазов, прижимаются к внутренней поверхности корпуса, захватывают на стороне всасывания жидкость и перемещают ее к нагнетательному трубопроводу. В такой конструкции подвод жидкости к насосу внешний. Другая схема пластинчатого насоса показана на рисунке 6-б. В этой схеме подвод жидкости к насосу внутренний. Насос состоит из корпуса 1, в котором вращается массивный ротор 2 с эксцентриситетом е. В продольных пазах ротора расположены рабочие пластины 3. Всасывание и подача происходит через осевое отверстие в роторе, которое разделено неподвижной, плотно поставленной перегородкой 6 на полости всасывания и подачи. При вращении ротора объем А между пластинами увеличивается. Благодаря этому происходит всасывание по радиальным каналам из полости 4, соединенной со всасывающим трубопроводом. При прохождении объемов А по дуге ва происходит их уменьшение, и жидкость подается в полость 5, соединенную с напорным трубопроводом.
а) б)
Рисунок 6:
- а) Схема пластинчатого насоса с внешним подводом жидкости;
б) Схема пластинчатого насоса с внутренним подводом жидкости
Пластинчатые насосы обладают высокой равномерностью подачи, возможностью непосредственного соединения с двигателем, отсутствием клапанов, реверсивностью. Подача этих насосов не зависит от противодавления сети.
Средняя производительность простейшего насоса пластинчатого типа выражается формулой
м3/с, (28)
где f — максимальная площадь между пластинами при прохождении
пластин при максимально выдвинутом положении, м2;
- l — длина пластин, м;
- z — количество пластин;
- n — число оборотов ротора, 1/с;
- о — объемный к.п.д.
насоса.
К недостаткам насосов пластинчатого типа относится повышенная чувствительность к наличию в жидкости механических примесей, быстрый износ кромок пластин и довольно низкий к.п.д. — около 50 % — из-за перетекания жидкости через зазоры между кромками пластин и стенкой корпуса.
Скважинные насосы
... для подачи воды 240-280 м3/ч с напором 4-24 м. Долголетняя практика эксплуатации скважинных трансмиссионных насосов показала их надежность, но одновременно были установлены ... сравнительно просто изменять число ступеней в насосе и, следовательно, напор насоса. В трансмиссионных насосах чаще всего применяют закрытые центробежные рабочие колеса с полуосевыми лопаточными отводами либо чисто ...
В винтовых насосах (рисунок 7) в корпусе расположен винт 1 червячного типа с глубокой прямоугольной нарезкой, который соединен через муфту с двигателем. Чтобы жидкость не вращалась вместе с винтом, к нему примыкают два замыкающих винта 2, витки которых плотно входят в межвитковые каналы центрального винта 1. При вращении центрально винта перекачиваемая жидкость поднимается в межвитковых каналах из полости всасывания 4 в полость нагнетания 5. При работе такой системы винты за счет трения интенсивно нагреваются и для отвода тепла предусмотрена полость охлаждения 3.
Рисунок 7. Винтовой насос с одним рабочим и двумя замыкающими червяками
2.2 Динамические нагнетатели
В нагнетателях динамического типа приращение энергии происходит в результате взаимодействия потока жидкости или газа с вращающимся рабочим органом. Динамические нагнетатели подразделяются на три основные группы: лопастные, вихревые и дисковые.
В лопастных нагнетателях перемещаемая среда получает приращение энергии за счет взаимодействия с вращающейся решеткой лопастей рабочего колеса. В рабочем колесе происходит приращение потенциальной и кинетической энергии потока.
В вихревых нагнетателях (в основном вентиляторы) приращение энергии перекачиваемой среды происходит за счет турбулентного обмена энергией основного потока в канале насоса и вторичного потока в рабочем колесе.
Схема вихревого нагнетателя показана на рисунке 8. Нагнетатель имеет рабочее колесо с небольшим числом лопаток, прикрепленных к заднему диску. Рабочее колесо размещено в нише, в задней стенке спирального кожуха. При вращении колеса возникает вихревое течение, в центральной и периферийной части которого образуется перепад давления, который заставляет перетекать газ от центра к периферии. Основная часть потока проходит через нагнетатель, минуя рабочее колесо. К.п.д. нагнетателя не выше 60 %.
Рисунок 8. Схема вихревого вентилятора. 1- кожух; 2- лопатка; 3- задний диск
Дисковый вентилятор (рисунок 9) относится к нагнетателям трения. Рабочее колесо представляет собой пакет дисков, расположенных с небольшим зазором перпендикулярно оси вращения колеса. Передача энергии от колеса потоку жидкости происходит в результате сил трения в пограничном слое, образующемся на дисках. Отсутствие срывных вихревых зон способствует устойчивой работе дисковых машин с малым шумом. К.п.д. таких нагнетателей не превышает 40-45 %.
2.3 Лопастные нагнетатели
Лопастные нагнетатели делятся на два основных типа — центробежные и осевые.
В центробежных нагнетателях перемещаемая среда, двигаясь в осевом направлении через всасывающий коллектор, попадает на вращающееся рабочее колесо, снабженное лопатками, изменяет направление своего движения к периферии колеса, закручивается в направлении вращения, поступает в спиральный кожух и затем через отверстие выходит из нагнетателя. Рабочее колесо сидит на валу и приводится во вращение приводом. Вал вращается в подшипниках, укрепленных на станине или непосредственно на кожухе. Такие нагнетатели позволяют использовать в качестве привода высокоскоростные электродвигатели, имеют к.п.д. более 80 %, равномерную подачу и простоту её регулирования. Схема центробежного вентилятора приведена на рисунке 10, а на рисунке 11 дана схема центробежного насоса.
Рисунок 10 — Схема центробежного вентилятора. 1- коллектор; 2- рабочее колесо; 3- спиральный кожух; 4- лопатка
В осевом нагнетателе поток движется в направлении оси вращения и на выходе из рабочего колеса закручивается.
Схема осевого вентилятора показана на рисунке 12. Поток через коллектор 1 поступает во входной направляющий аппарат 2, затем на рабочее колесо 3 и в выходной направляющий аппарат 4. Колесо сидит на валу, вращающемся в подшипниках, укрепленных на стойках. Колесо и направляющие аппараты заключены в кожух 5. Втулка рабочего колеса имеет обтекатель 6. Рабочее колесо служит для передачи энергии с вала потоку перемещаемой среды. Направляющий аппарат состоит из венца неподвижных лопаток, расположенных перед входом в рабочее колесо. Выходной направляющий аппарат служит для безударного принятия потока, сходящего с лопастей рабочего колеса, и придания потоку осевого направления. Раскручивание потока приводит к повышению к.п.д. нагнетателя.
Рисунок 11. Схема центробежного насоса. 1- входной патрубок; 2- рабочее колесо; 3- корпус; 4- нагнетательный патрубок; 5- лопатка
Передний обтекатель обеспечивает постепенное нарастание скорости потока до величины на входе в направляющий аппарат первой ступени при минимальных потерях энергии. Неподвижный обтекатель за выходным направляющим аппаратом уменьшает потери потока при постепенном уменьшении скорости.
Аналогичную конструкцию имеет осевой насос. Обычно осевые насосы выполняются с вертикально расположенным валом. Схема осевого насоса показана на рисунке 13.
Жидкость через входной коллектор 1 попадает в рабочее колесо 2, которое представляет собой вращающуюся втулку с укрепленными на ней профильными лопастями. В зоне рабочего колеса частицы жидкости движутся приблизительно по цилиндрическим поверхностям. Вследствие этого окружная скорость на входе и выходе лопасти остается постоянной. Увеличение энергии потока происходит за счет силы реакции от подъемной силы профиля, действующей на жидкость при вращении решетки лопастей.
Жидкость, получившая значительный момент скорости, попадает в выходной направляющий аппарат 3, который представляет решетку неподвижных профильных лопаток. В направляющем аппарате вследствие уменьшения момента скорости происходит преобразование кинетической энергии в энергию давления. За направляющим аппаратом жидкость по отводящему колену движется в напорный трубопровод. Вал насоса в месте выхода из корпуса уплотняется сальником 4 с мягкой набивкой.
Рисунок 12. Схема осевого вентилятора. 1- коллектор; 2- входной направляющий аппарат; 3- рабочее колесо; 4- выходной направляющий аппарат; 5- корпус; 6- передний обтекатель
Рисунок 13 — Принципиальная схема осевого лопастного насоса. 1- входной коллектор; 2- рабочее колесо; 3- вихревой направляющий аппарат; 4- подшипник и уплотнение вала сальниковой набивкой; 5- передний обтекатель; 6- выходной обтекатель
Лекция 3. Центробежные насосы и вентиляторы. Конструкции центробежных нагнетателей
Цель лекции: показать конструктивные схемы центробежных нагнетателей — одноступенчатых, многоступенчатых, многопоточных.
3.1 Конструкции центробежного насоса
Главной частью центробежного нагнетателя является рабочее колесо с профилированными лопатками, посредством которого осуществляется передача энергии потоку от вала. Конструктивно рабочее колесо (рисунок 14) состоит из нескольких профилированных лопаток 3, расположенных между двумя фасонными дисками 1 и 2. Основной диск 1 с помощью ступицы жестко насажен на вал (рисунок 18).
Ось вала 0-0. Жидкость поступает в рабочее колесо в осевом направлении в полость 5, образованную ступицей и фасонным диском 2, затем в межлопаточное пространство, где она получает прирост энергии. Из межлопаточного пространства жидкость выбрасывается в канал 6 (рисунок 18), окружающий колесо.
Рисунок 14 — Рабочее колесо центробежного насоса
Конструкция колеса центробежного насоса зависит от коэффициента быстроходности ns. При увеличении коэффициента быстроходности увеличивается относительная ширина лопасти и уменьшается относительный наружный диаметр колеса. На рисунке 15 показано изменение типа колеса в зависимости от коэффициента быстроходности: 1 — тихоходное колесо, ns = 4080; 2 — нормальное колесо, ns = 80150; 3 — быстроходное колесо, ns = 150300. Эти колеса относятся к радиальному типу. 4 — диагональное колесо, ns = 300600.
Рисунок 15. Конструктивные типы рабочих колес центробежного нагнетателя
Число лопаток в колесе считается оптимальным, если среднее расстояние между ними примерно равно половине их длины.
Для увеличения напора центробежные насосы делают многоступенчатыми. Такой насос представляет собой ряд одноступенчатых насосов, рабочие колеса которых сидят на общем валу и включены последовательно (рисунок 16).
Рисунок 16 — Схема многоступенчатого центробежного нагнетателя и движение жидкости в нем
В этом случае напор, создаваемый каждым колесом, складывается и полный напор нагнетателя равен сумме напоров отдельных ступеней. Конструкция многоступенчатого центробежного питательного насоса показана на рисунке 36. Поток жидкости поступает через входную камеру 10 в рабочее колесо 11 первой ступени, затем выбрасывается в направляющий аппарат 12 этой ступени. Обогнув диафрагму, отделяющую первую ступень от второй, жидкость проходит через обратный направляющий аппарат и поступает в рабочее колесо второй ступени. Из второй ступени поток направляется в третий и т.д. Обратный направляющий аппарат необходим для погашения тангенциальной составляющей скорости, которую поток приобретает, проходя через рабочее колесо.
В современных насосах число ступеней может достигать тридцати, а соответствующий напор, развиваемый насосом — 4000 м вод. ст.
В тех случаях, когда при заданном напоре насос должен обеспечивать высокую подачу при ограниченных размерах проточной части, применяют параллельное соединение рабочих колес. На рисунке 17-а показана схема четырехпоточного центробежного насоса. Возможны конструкции центробежных насосов, в которых сочетается последовательное и параллельное соединение рабочих колес. Такие насосы состоят из двух или четырех групп ступеней давления. В каждой группе ступени включены последовательно для повышения напора, а группы ступеней включены параллельно. На рисунке 17-б представлена схема трехступенчатого двухпоточного нагнетателя.
а) б)
Рисунок 17. Схема четырехпоточного а) и комбинированного б) центробежного насоса
Лекция 4. Центробежные насосы и вентиляторы. Теоретические обоснования работы центробежных нагнетателей
Цель лекции: вывести теоретические зависимости основных характеристик центробежных нагнетателей, показать зависимость этих характеристик от геометрии рабочего колеса.
4.1 Напор центробежного нагнетателя
Энергия, передаваемая потоку рабочим колесом, определяется значениями абсолютной с, относительной w и окружной u скоростями на входе и выходе из межлопаточного пространства. Профиль межлопаточного канала, положение лопаток и векторов скоростей на входе и выходе из межлопаточного канала показаны на рисунке 18.
Рисунок 18. Продольный разрез колеса центробежного нагнетателя и параллелограммы скоростей на входе и выходе межлопаточных каналов
Абсолютная скорость с — это скорость движения потока относительно неподвижного корпуса нагнетателя. Относительная скорость w — это скорость движения потока относительно вращающегося рабочего колеса. Вектор относительной скорости направлен по касательной к лопатке вдоль линии тока. Вектор окружной скорости u направлен к данной точке рабочего колеса в сторону его вращения. Его величина равна
где 0 — угловая скорость колеса.
Абсолютная скорость равна векторной сумме относительной w и окружной u скоростей.
Характерными элементами рабочего колеса являются углы между вектором абсолютной и окружной скоростью и угол, образованный вектором относительной скорости и обратным направлением вектора окружной скорости .
При выводе формулы теоретического напора предполагается, что все траектории жидких частиц в рабочем колесе на входе и выходе с лопаток одинаковы. Такое движение возможно лишь в том случае, когда рабочее колесо нагнетателя имеет бесконечное число лопаток, расстояние между которыми мало.
Так как момент количества движения жидкой частицы равен произведению массы этой частицы на расстояние до оси вращения и на касательную составляющую абсолютной скорости, то импульс внешнего момента, действующего на массу жидкости, проходящей через колесо, равен изменению момента количества движения этой массы.
- (29)
Мощность, передаваемая потоку в межлопаточных каналах, равна произведению угловой скорости на изменение количества движения.
- (30)
Если ввести циркуляцию скорости , то выражения (29) и (30) можно написать в виде
(31)
где Г1 и Г2 — циркуляция скорости на входе в рабочее колесо и на выходе.
Так как произведение угловой скорости на радиус равно окружной скорости, то (30) можно переписать в виде
- (32)
Если теоретическую мощность насоса выразить через теоретическую удельную энергию
то из (32) получится выражение для удельной теоретической энергии
- (33)
Удельная работа и напор связаны зависимостью
Тогда из (33) следует, что
(34)
Рассматривая параллелограммы скоростей на рисунке (18), можно написать
Подставляя и1с1и и и2с2и из этих выражений в (34), получаем
(35)
Первый член в правой части представляет собой напор, обусловленный работой центробежной силы жидкости. Второй и третий члены выражают прирост напора за счет преобразования кинетических энергий относительного и абсолютного движений.
Так как с1 и с2 — абсолютные скорости на входе и выходе межлопаточных каналов, то
(36)
- скоростной напор, создаваемый лопастями рабочего колеса. Тогда теоретический статический напор
(37)
В большинстве случаев у нагнетателей отсутствует входная направляющая решетка и закручивания потока за счет решетки не происходит. В этом случае с1и = 0 и из рассмотрения параллелограмма скоростей на рисунке 14 видно, что
В этом случае равенство для теоретического напора и его составляющих запишется в виде
(38)
Основные уравнения центробежных машин (29), (32) и (34) примут вид
(39)
Действительный напор, создаваемый колесом, меньше теоретического при бесконечном количестве лопастей, так как часть энергии, получаемой жидкостью в рабочем колесе, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений в проточной части машины. Эти потери учитываются гидравлическим к.п.д. г. Кроме того, при конечном количестве лопастей действительная картина течения в межлопаточном пространстве отличается от предполагаемого струйного течения при бесконечном количестве лопастей. Это учитывается введением поправочного коэффициента на конечное количество лопастей.
- (40)
Гидравлический к.п.д. г современных центробежных нагнетателей лежит в пределах г = 0,80-0,96. Поправочный коэффициент для ориентировочных расчетов можно принять 0,8.
Уравнение энергии потока жидкости в рабочем колесе центробежного нагнетателя можно написать, используя закон сохранения энергии.
(41)
В этом уравнении предполагается, что перемещаемая среда имеет переменную плотность. Подставляя LT из уравнения Эйлера (33), получаем
, (42)
где ср — теплоёмкость газа при постоянном давлении, Дж/(кгград);
- с1, с2 — абсолютная скорость газа на входе и выходе межлопастных каналов, м/с;
q — количество тепла, переходящее в окружающую среду,
отнесенную к 1 килограмму газа, Дж/кг.
Это уравнение показывает, что механическая энергия рабочих лопаток расходуется на изменение состояния газа, приращения его кинетической энергии и нагрев окружающей среды.
Если жидкость практически несжимаема, что справедливо для насоса или вентилятора, то термодинамическое состояние потока не изменяется, температура остаётся постоянной и энергетический баланс потока можно записать в виде
, (43)
где h — потери напора в межлопаточных каналах.
Подставляя LT из (33), получаем
(44)
Энергия, сообщаемая потоку несжимаемой жидкости, повышает давление в потоке, увеличивает его кинетическую энергию и расходуется на преодоление сопротивления межлопаточных каналов.
4.2 Влияние угла 2 рабочих лопастей на создаваемый напор
Угол 2 существенно влияет на величину напора, подачу и потребляемую энергию.
Рассматривая нагнетатель с радиальным входом потока, то есть без входной направляющей решетки, возьмем выражение для НТ из (39) и подставим в него значение , очевидное из параллелограмма скоростей на рисунке 18. Получим зависимость теоретического напора от угла 2.
(45)
График этой зависимости показан на рисунке 19, из которого видно, что теоретический напор может изменяться от — при 2 = 0 до + при 2 = 1800. При 2 = 900 теоретический напор равен . На рисунке 19 ветвь кривой НТ = f(2) ограничена областью положительных значений НТ.
Рисунок 19. График зависимости теоретического напора от угла 2: НТ = f(2).
Рисунок 20. График НТ = f(2) и (Нст)Т = f1(2).
(Нск)Т как разность НТ — (Нст)Т показана в заштрихованной области
В соответствии с зависимостью напора от угла 2 рабочее колесо центробежных машин различного назначения отличается по конструкции лопаток. Из рисунка 21 видно, что лопастной угол 2 определяет тип лопасти: 2 900 — лопасть отогнута назад (а); 2 = 900 — лопасть радиальна (б); 2 900 — лопасть отогнута вперед. При этом угол 1 всегда меньше 900.
Направление выхода струи, определенное углом 2 загиба лопаток, влияет на соотношение скоростей и статической составляющей напора. При радиальном входе потока в рабочее колесо нагнетателя с1 = с1r = c2r и скоростной напор из (38) запишется следующим образом
(46)
Рисунок 21. Типы рабочих лопастей центробежной машины. а- лопасти отогнуты назад; б- радиальные лопасти; в- лопасти отогнуты вперед
Из параллелограмма скоростей рисунка 18
(47)
Подставляя значение в (46), получим
(48)
Статический напор определяется как разность между полным и скоростным напором
Подставляя сюда с2u из (47) и преобразуя, получим
(49)
По уравнениям (45), (48) и (49) построены графики на рисунке 20. Уменьшение угла 2 приводит к снижению величины полного напора, создаваемого рабочим колесом центробежной машины. Кривая статического напора имеет максимум при ctg2 = 0 (2 = 900) и уходит в 0 при значениях угла
и .
Наибольший скоростной напор получается, если лопасти отогнуты вперед под углом , и становится равным нулю при .
Таким образом, лопасти, отогнутые вперед передают потоку наибольшее количество энергии по сравнению с лопастями других форм. Но в общем количестве энергии, передаваемой такими лопастями, преобладает кинетическая энергия. Напротив, в полной энергии, предаваемой лопастями, отогнутыми назад, преобладает энергия потенциальная (статический напор).
Способность рабочих лопастей создавать статический напор обычно характеризуют степенью реактивности рабочего колеса. Степень реактивности равна отношению теоретического статического напора к полному теоретическому напору, создаваемому лопастями рабочего колеса машины
(50)
Пользуясь уравнениями (45) и (49) и делая соответствующие преобразования, можно получить
(51)
Для лопастей, предельно отогнутых вперед, при
Для радиальных лопастей ctg(2) = 0, поэтому = Ѕ.
Для лопастей, предельно отогнутых назад, при
Таким образом, степень реактивности характеризует конструктивный тип лопастей нагнетателя со стороны создаваемого ими статического напора.
Лопасти с малой степенью реактивности имеют высокие выходные скорости. При уменьшении угла 2 полный теоретический напор в форме скоростного напора уменьшается, одновременно растет степень реактивности и повышается статический напор. Дальнейшее уменьшение угла 2 связано с падением полного теоретического напора до нуля при одновременном росте степени реактивности до единицы. Это связано с повышением величины статического напора.
Центробежные вентиляторы имеют все три типа лопастей. Центробежные компрессоры обычно имеют лопасти, отогнутые назад. В
центробежных насосах применяются в основном только лопасти отогнутые назад.
Лекция 5. Центробежные насосы и вентиляторы. Характеристики центробежных нагнетателей
Цель лекции: показать графическую зависимость напора, мощности и к.п.д. нагнетателя от подачи, построить характеристику сети, показать положение рабочей точки системы нагнетатель-сеть.
5.1 Характеристики лопастных нагнетателей
Характеристикой динамического нагнетателя называется графическая зависимость основных технических показателей — напора, мощности, к.п.д. от подачи при постоянной скорости вращения рабочего колеса.
Теоретическую напорную характеристику можно вывести следующим образом. При отсутствии входной направляющей решетки (входной поток не закручивается) с1и = 0, 1 = 900 уравнение Эйлера (34) принимает вид
(52)
Из параллелограмма скоростей (рисунок 18)
(53)
Во входном сечении рабочего колеса согласно уравнению неразрывности расход можно записать следующим образом
откуда радиальная скорость
(54)
Подставляя это значение скорости в (53), а затем полученное выражение для скорости с2и — в уравнение Эйлера (52), получим выражение для теоретического напора
Окружную скорость и2 можно выразить через число оборотов рабочего колеса и его диаметр u2 = D2n, где п — число оборотов рабочего колеса в секунду, 1/с. Подставляя и2 в выражение для НТ, получим окончательно
(55)
Для центробежного насоса с заданными геометрическими параметрами и постоянной скоростью вращения первый член в правой части равенства (55) и выражение перед Q постоянны. Таким образом, уравнение (55) является линейной зависимостью напора от расхода. В зависимости от угла наклона лопаток на выходе 2 могут рассматриваться три случая (рисунок 22).
Если лопатка на выходе из рабочего колеса отогнута вперед 2 900, то с увеличением расхода напор будет линейно возрастать. Если лопатка отогнута назад, 2 900, то с увеличением расхода напор линейно уменьшается. При = 900 величина расхода не влияет на напор. При полностью закрытой регулирующей задвижке (Q = 0) напор определяется первым членом в правой части равенства (55) и зависит только от диаметра колеса и скорости его вращения.
Рисунок 22. Теоретические характеристики центробежных машин при различных углах 2
Теоретическая зависимость мощности от расхода находится из (55):
(56)
При увеличении расхода теоретическая мощность непрерывно возрастает.
Действительные характеристики отличаются от приведенных теоретических характеристик за счёт потерь напора в проточной части нагнетателя. При изменении расхода потери напора меняются вследствие изменения сопротивления проточной части, пропорционального квадрату средней скорости потока и по причине изменения направления скорости на входе в межлопаточные канала. В результате характеристика действительного напора располагается ниже характеристики теоретического напора, при этом она может иметь две типичные формы в зависимости от угла 2 и конструкции проходной части нагнетателя.
При угле 2 400 характеристика обычно имеет максимум и разделяется на ниспадающую и восходящую ветви. Наличие двух ветвей приводит к неоднозначности напорной характеристики H = f(Q) в верхней части (рисунок 23-а).
Если угол 2 400, то характеристика имеет только одну ниспадающую ветвь (рисунок 23-б), что обуславливает её однозначность.
Действительная характеристика мощности может быть получена из теоретической характеристики путем вычитания потерь для каждой данной подачи. Характер зависимости сохраняется: действительная мощность возрастает с увеличением подачи.
а) б)
Рисунок 23. Действительные характеристики нагнетателя: а) 2 400; б) 2 400
По характеристикам действительного напора и действительной мощности строится к.п.д. центробежного нагнетателя (рисунок 24)
(57)
К.п.д. равен нулю при Q = 0 или H = 0, достигая максимума при определенном значении Q0. При максимальном кпд режим работы нагнетателя является оптимальным. В этом режиме затрата мощности для создания напора и подачи осуществляется наиболее экономично.
Рисунок 24. Характеристика к.п.д. центробежной машины
5.2 Работа насоса в сети
Насос и сеть трубопроводов образуют единую систему, характеризуемую равенством подачи нагнетателя и расхода в сети, равенством напора нагнетателя и сопротивления сети. Энергия насоса, эквивалентная его напору, расходуется для подъема жидкости на высоту z2 — z1, создания давления в системе р2 — р1 и преодоления суммарных сопротивлений hм + hТ.
Статический напор не зависит от расхода сети, а гидравлические потери в сети пропорциональны квадрату расхода hn = BQ2. Здесь В — коэффициент сопротивления, включающий местные сопротивления и сопротивление трения, зависящего от материала труб, их новизны, диаметра и длины. Характеристика сети будет выглядеть следующим образом
(58)
Характеристикой сети называется графическая зависимость напора, теряемого в сети Нс от расхода сети Q.
Точка пересечения характеристики насоса с характеристикой сети определяет установившееся рабочее состояние системы «насос-сеть» и называется рабочей точкой системы. Для известных характеристик насоса и сети может быть только одна рабочая точка, определяющая установившийся рабочий режим системы. На рисунке 25 в координатах Q-H приведены характеристики сети и нагнетателя. Их пересечение — точка А — является рабочей точкой системы.
Рисунок 25. Положение рабочей точки системы «насос-сеть»
Лекция 6. Совместная работа нагнетателя и сети
Цель лекции: ознакомить с различными способами регулирования подачи нагнетателя, показать влияние подключения нескольких нагнетателей на характеристики системы и положение рабочей точки.
6.1 Регулирование подачи
Регулирование работы насосной установки имеет целью изменение основных её параметров: подачи Q и напора H; при этом изменяется значение мощности N и к.п.д. .
Дроссельное регулирование осуществляется дросселем, расположенным на напорной линии насоса около него. На рисунке 26 показано изменение характеристики сети при дроссельном регулировании.
Рисунок 26. Изменение характеристик при дроссельном регулировании
При полностью открытом дросселе рабочая точка 1 находится на пересечении кривых Нс1 и Н, при этом подача равна Q1. По мере закрытия дросселя происходит увеличение сопротивления и уменьшение подачи. Рабочая точка перемещается вдоль кривой Н влево. В какой-то момент к.п.д. займет положение i, при этом расход станет Qi, мощность на валу изменится, напор возрастет и достигнет величины
Hi =H’ci + hni,
где hni — переменное сопротивление дросселя. К.п.д. установки уменьшится и станет меньше к.п.д. насоса
(59)
Данный способ регулирования неэкономичен, но ввиду своей простоты он широко применяется. Размещение дросселя на всасывающей стороне недопустимо, так как при глубоком регулировании может возникнуть кавитация.
Байпасирование. Требуемая подача системы достигается перепуском из основной линии на всасывание части подачи насоса. При включении в сеть параллельно основной линии R1 добавочной линии R2 характеристика системы будет R1 + R2 и рабочая точка A1 сместится в положение A2 (рисунок 27).
Напор снизится с H1 до H2, а подача насоса возрастет с Q1 до Q2, но уменьшение напора насоса вызовет уменьшение расхода потока через основную линию с Q1 до требуемой Q’1 = Q2 — qб. Такой способ регулирование приемлем для насосов с коэффициентом быстроходности ns > 250. Для центробежных насосов с коэффициентом быстроходности ns < 250 регулирование перепуском вызывает увеличение потребляемой мощности и дополнительно нагружает двигатель.
