Преимущества и применение насосов
ВВЕДЕНИЕ
Развитие технологических процессов в промышленности,
требующих применения насосного оборудования, вызвало разработку новых
конструкций насосов и новых типов насосных блоков (агрегатов).
Появление новых типов блоков и конструкций насосов стало возможным,
во-первых, благодаря развитию прогрессивного принципа соединения, насоса и
двигателя в конструктивный единый блок и, во-вторых, в виду широких
возможностей технологии современного машиностроения и применения новых
материалов.
Преимуществами гидроприводов являются малый вес и объем,
приходящиеся на единицу передаваемой мощности, простота осуществления
бесступенчатого регулирования скоростей и высокая степень редукции, высокий
коэффициент полезного действия, надежность, устойчивость заданных режимов работы,
простота управления и обслуживания, а также универсальность применения.
Применение гидроприводов упрощает, как правило, решение
многих технических задач, в частности значительно упрощает автоматизацию
производственных процессов и повышает качества машин, позволяет значительно
уменьшить их вес габариты. Последнее преимущество особенно важно для
сухопутных, водных и воздушных транспортных машин, установок горнорудной и
угольной промышленностей, строительных и дорожных машин, тракторов и
сельскохозяйственных машин и пр.
Важную роль гидравлические приводы играют также в техническом
прогрессе различных машин стационарного типа. Так, например, в
металлообрабатывающих станках решаются вопросы автоматизации технологических
процессов и в частности - автоматизации операций обработки деталей по шаблонам
и программных устройствам.
Указанные преимущества гидравлических приводов позволяют
широко их применять в самых различных отраслях машиностроения. Чтобы оценить
применение гидравлических устройств в современных машинах, следует указать, что
иногда в одной машине насчитывается по нескольку сотен единиц гидравлических
агрегатов; протяженность трубопроводов при этом достигает сотен метров.
Понятие «машиностроительная гидравлика» является условным и
включает в себе широкий комплекс технических сведений по вопросом прикладной
гидравлики вязких жидкостей применительно к объемном гидроприводом,
изготовления и эксплуатация.
В общем случае гидроприводом называется устройство для
приведения в движение машин и их механизмов, состоящее из источника расхода
жидкости, которым в большинстве случаев служит насос, и гидродвигателя
возвратно- поступательного или вращательного и поворотного движения, а также
системы управления, вспомогательных устройств и жидкостных магистралей (трубопроводов).
Насосом называют гидравлическую машину, преобразующую приложенную к его валу
механическую энергию приводного двигателя в гидравлическую энергию потока
жидкости, и гидродвигателем- машину, преобразующую энергию жидкости в
механическую энергию.
Тенденция к соединению машины-двигателя с машиной-орудием,
свойственная всем отраслям техники, вполне отчётливо выражена и в
насосостроении. Первой ступенью является переход от насосного агрегата с
разделённым насосом и двигателем при передаче энергии посредством ремённой
передачи к блоку с непосредственным соединением валов муфтой. Это создаёт
большое удобство при компоновке насосных станций. Расположение рабочих органов
и опор лопастные насосы различаются: консольные, у которых рабочие органы
расположены на консольной части их вала; моноблочные - с рабочими органами,
расположенными на валу двигателя, с внутренними опорами, изолированными от
перекачиваемой жидкости, с внутренними опорами, которые соприкасаются с
перекачиваемой жидкостью.
1. Краткий обзор роторных насосов
Роторные насосы
Насосы и гидромоторы роторно-аксиального
типа обладают наилучшими из всех типов этих машин габаритами и весовыми
характеристиками. Так, например, на 1 кг веса насосов, применяемых в
авиационной технике, часто приходится мощность 5-8 л. с.
Особенностью рассматриваемых машин
является малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существенное
значение при использовании их в качестве гидромоторов.
Важным параметром для многих случаев
применения является также приемистость (быстродействие) насоса при
регулировании расхода.
Изменение производительности от нулевого
до максимального значения осуществляется в некоторых насосах за 0,04 сек и
от максимального до нулевого за 0,02 сек.
Распространенное число цилиндров в
аксиально-поршневых насосах равно 7 + 9. Максимальный угол между осями
цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен: в насосах 20° и в
гидромоторах 30°, увеличение этого угла сопровождается ростом боковой
составляющей усилия давления жидкости на поршень.
Число оборотов насосов средней мощности
обычно принимают равным 1000-2000 в минуту. Число оборотов гидромоторов может
быть выше примерно в 1,5-2 раза, чем у насосов в той же конструкции и мощности.
Число оборотов подобных насосов
авиационных гидросистем обычно равно 3000-4000 в минуту; однако в отдельных
случаях применяют насосы со значительно .большим числом оборотов. По данным
иностранной печати, фирма Виккерс (США) изготовляет насосы с максимальным
числом оборотов в минуту 20 000 и 30 000 и минимальным 5-10.
Насосы и моторы с аксиальным расположением
цилиндров применяются при давлениях 210-350 кГ/см2 и реже при более
высоких давлениях (насосы производительностью до 400 л/мин часто
выпускаются на рабочие давления до 550 кГ 1см? и насосы с малыми
расходами - на давления 700 кГ/см2).
Мощность уникальных насосов, выпускаемых
для некоторых отраслей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает
4000-4500 л. с. и более. Крутящий момент гидромоторов при 210 кГ/см2 доведен
до 800-900 кГм.
Насосы и моторы этих типов имеют высокий
объемный к. п. д., который для большинства моделей достигает при номинальных
режимах работы значений 0,97-0,98. Многие зарубежные фирмы гарантируют для
насосов производительностью 130-150 л/мин объемный к. п. д. при давлении
350 кГ/см2 не менее 0,99. Общий к. п. д. этих насосов составляет
примерно 0,95.
Весовое преимущество (вес, приходящийся на
единицу мощности) гидромоторов этого типа по сравнению с электродвигателем
составляет от ~80 раз для малой до ~12 для большой мощности. I
Аксиально роторно-поршневой насос с качающейся шайбой
2. Назначение, работа, схема, характеристика насоса
КОНСОЛЬНЫЕ НАСОСЫ
Консольные насосы - самые многочисленные из промышленных
насосов, выпускаемых на постсоветском пространстве. Их качество и надёжность в
эксплуатации в значительной степени определяют уровень отечественного
насосостроения.
Консольный центробежный насос типа К
Рабочим органом консольного насоса является центробежное
колесо.
Центробежное колесо состоит из двух дисков, между которыми
находятся лопасти, соединяющие их в единую конструкцию. Лопасти плавно изогнуты
в сторону, противоположную направлению движения колеса.
Это наиболее распространённое, так называемое, закрытое
рабочее колесо. Однако встречаются насосы и с открытым рабочим колесом,
состоящие из одного диска.
При вращении колеса на жидкость, находящуюся внутри колеса,
действует центробежная сила, прямо пропорциональная расстоянию частицы жидкости
от центра колеса и квадрату угловой скорости вращения колеса.
Под действием этой силы жидкость выбрасывается из рабочего
колеса в напорный патрубок, в центре колеса создаётся разрежение, а в
периферийной его части - повышенное давление. Движение жидкости по всасывающему
трубопроводу происходит вследствие разности давлений над свободной поверхностью
жидкости в приёмном резервуаре и в центральной области колеса.
Как правило, к группе консольных насосов относятся
центробежные одноступенчатые, чугунные насосы с односторонним подводом жидкости
к рабочему колесу. Колесо такого насоса располагается на конце вала (консоли),
установленного в подшипниках корпуса насоса или электродвигателя. Такую же
конструкцию имеют и многие другие типы насосов (химические, фекальные, грунтовые
и т.д.).
Основную массу консольных насосов для воды составляют
наиболее распространённые насосы типа К и насосы типа КМ .
В насосах типа К подвод крутящего момента от вала
электродвигателя на вал насоса происходит через упругую муфту.
В насосах типа КМ рабочее колесо установлено на конце
удлинённого вала электродвигателя.
Материал деталей проточной части консольных насосов для воды,
в основном, серый чугун.
Консольные насосы типа К, КМ предназначены как для
перекачивания воды, так и для перекачивания других нейтральных жидкостей с
температурой от 0° до 85° (по специальному заказу с температурой до 105°С) с
содержанием твёрдых включений размером до 0,2 мм, объёмная концентрация которых
не превышает 0,1%.
Исполнение насоса по узлу уплотнения определяется температурой
перекачиваемой воды и давлением на входе в насос. В одинарный мягкий сальник
затворная жидкость не подаётся. В двойное сальниковое уплотнение при
температуре перекачиваемой жидкости до 90°С затворная жидкость подаётся в
тупик, а при температуре свыше 90°С - на проток.
К одинарному торцовому уплотнению может подводиться
перекачиваемая жидкость из напорного трубопровода.
В двойное торцовое уплотнение затворная жидкость подаётся
только на проток.
Затворная жидкость во всех случаях подаётся под давлением,
превышающим давление перед уплотнением на 0,5…1,5 кГс/см2.
В качестве затворной жидкости может быть использована любая
нетоксичная и невзрывоопасная жидкость с температурой не выше 40°С, содержащая
частицы размером до 0,2 мм с объёмной концентрацией их до 0,1%.
Наибольшее допускаемое избыточное давление перекачиваемой
жидкости на входе: для консольных насосов с сальниковым уплотнением - 3,5
кГс/см2, с торцовым уплотнением - 8 кГс/см2.
Допускаемая величина внешней утечки воды через сальниковое
уплотнение до 3 л/час (через сальник должна просачиваться жидкость, чтобы
смазывать и охлаждать уплотняющую поверхность).
Утечка через торцовое уплотнение существенно меньше и в
идеале может быть близка к нулю.
Консольные насосы выпускаются отечественными насосными
заводами по международному стандарту ИСО2858 и по ГОСТам (параметрическое
обозначение) примерно в равном количестве.
Всё большее применение находят консольные насосы с торцовым
уплотнением.
Особенностью моноблочных насосов типа КМ, в отличие от
насосов типа К, является трудность замены штатного электродвигателя
электродвигателем меньшей мощности, который необходим после обточки колеса.
Подобная замена требует проведения дополнительных технологических операций. В
ряде случаев, по мнению авторов, целесообразно выполнить обточку колеса, но не
менять комплектующий электродвигатель. При этом обеспечиваются необходимые
параметры насоса (подача и напор) с минимальными трудозатратами. При этом
электродвигатель потребляет меньшую мощность.
В настоящее время заводы прекратили выпуск консольных насосов
типа КМП (повысительные), используемых для перекачивания воды с температурой до
105°С в жилых и общественных зданиях.
Главная конструктивная особенность этих насосов - соединение
напорного и всасывающего патрубков с напорным и всасывающим трубопроводом при
помощи гибких вставок. Применение гибких вставок позволяет снизить уровень
вибрации, передаваемый электронасосом на трубопровод. Эти же вставки позволяют
заменить насос и его детали без отсоединения трубопроводов .
Под замену ранее выпускаемых повысительных насосов поставщики
предлагают моноблочные насосы для работы при температуре 105°С, с двойным
сальником или с высококачественным торцовым уплотнением фирмы "John
Crane" (обозначение "JC"), укомплектованные гибкими вставками.
Применение уплотнения фирмы "John Crane" обеспечивает устойчивую
работу агрегата без подвода охлаждающей жидкости в уплотнение.
Сводная таблица технических характеристик консольных насосов
типов К
Марка агрегата
|
Подача, м3/час
|
Напор, м
|
Частота вращения, об/мин
|
Потребляемая мощность, кВт
|
Допускаемый кавитационный
запас, м
|
K80-65-160м
|
50
|
38.00
|
2900
|
9.50
|
4.00
|
K80-65-160
|
50
|
35.00
|
2900
|
9.10
|
4.00
|
K80-65-160а
|
45
|
30.00
|
2900
|
6.50
|
4.00
|
К100-80-160
|
100
|
34.00
|
2900
|
14.00
|
4.50
|
К100-80-160а
|
90
|
28.00
|
2900
|
11.00
|
4.50
|
К100-80-160б
|
80
|
23.00
|
2900
|
9.00
|
4.50
|
3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОЙ ЗОНЫ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА
Задание 1
Для испытуемого центробежного насоса по
результатам экспериментальных данных (табл.1)
Таблица 1. Результаты наблюдений
Измеренные величины
|
Номера опытных точек
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
Давление по манометру, МПа
|
0,34
|
0,342
|
0,315
|
0,252
|
0,172
|
0,113
|
Вакуум, мм рт. ст.
|
-3
|
+4
|
+26
|
+65
|
+112
|
+155
|
Подача насоса,л/с
|
0
|
2,24
|
4,52
|
6,8
|
8,9
|
10,57
|
Мощность, подведенная к
электродвигателю, КВт
|
1,00
|
1,98
|
2,74
|
3,40
|
3,64
|
3,80
|
Скорость вращения, об/мин
|
730
|
730
|
730
|
730
|
730
|
730
|
необходимо:
-вычислить параметры и построить напорную характеристику Н = f(Q), кривую
изменения к. п. д.насоса н = f(Q) и кривую мощности на валу насоса Nн = f(Q) при п = 730 об/мин;
установить оптимальную зону работы насоса.
При расчетах учесть, что превышение центра
манометра над точкой подключения вакуумметра составляет Z = 0,5 м; диаметр
всасывающего патрубка насоса dB= 50 мм и напорного dH=40 мм.
Решение.
Определяем скорость движения воды во всасывающем (в) и напорном (н) патрубках:
и
где в, н площади живых сечений, соответственно всасывающего и
нагнетательного патрубков.
Для 1точек имеем:
м
Все результаты вычислений, а также величины отсчетов по манометру
: (1 ати= 10 м вод. ст.) и вакуумметру (1 мм рт. сг. = 13,6 мм вод,.ст.)
заносим в таблицу 2 Затем вычисляем скоростные напоры
2 н /2g и 2вс /2g
Полный напор насоса Н находится по формуле
(3.3):
Н= Нв + Нн + z + 2 н /2g - 2вс /2g
Для точки 1 ,например, имеем:
Н=34+0,0408+0,5=35м
Затем по формуле Nп = gНQ определяем полезную мощность насоса по
отношению
а= Nп / Nэд
находим к. п. д. агрегата в целом
где Nэд - мощность, подведенная к
электромотору.
Для точки 2 имеем:
Находим к. п. д. электродвигателя и по отношению н=а / эд определяют к.п.д. насоса .
Мощность на валу насоса равна
Nн = Nэд х эд
Nн=1 х 0,83=0,83
Таблица 2. Результаты расчетов
Измеренные величины и
результаты расчетов
|
Номера опытных точек
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
Высота нагнетания: Нн =Рм/g ,м3434,231,525,217,211,3
|
|
|
|
|
|
|
Нв=В х рт/в=
=В х 13600/988 ,м вод.ст.0,0400,0540,350,8841,5232,108
|
|
|
|
|
|
|
Полный напор насоса:Н,м
вод.ст. Н= Нв+Нн+z+2 н /2g -2вс /2g35353327
|
21
|
16
|
|
|
|
|
Полезная мощность насоса: Nп = gНQ ,Вт
К.п.д.агрегата: а= Nп / Nэд
К.п.д.электродвигателя: эд
К.п.д.насоса: н=а / эд
0
0,83
784
0,39
0,84
,47
1822
0,92
,85
1,08
1836
0,54
0,86
0,63
0,51
,86
,59
0,45
,86
Мощность на валу насоса: Nн = Nэд х
эд
0,830
,663
1,683
,924
,130
По данным таблицы 2 построены характеристики: H=f(Q); н =f(Q); Nн =f(Q) (рис.
4) .
Выводы:
Из анализа характеристик видно, что достаточно высокое значение к.
п. д. (60% и более) сохраняется при подаче от Q1 = 4,2 до Q2 =6,9 л/с,
этот интервал является оптимальным рабочим режимом насоса.
Задание 2
Даны: характеристики насоса H=f(Q); н =f(Q); Nн =f(Q) при
скорости вращения n = 730 об/мин .
Требуется: перестроить характеристики на скорость вращения nн = 850 об/мин.
Решение.
Новые значения расхода Qн,
напора Нн и мощности Nн находим из
зависимостей, вытекающих из принципа кинематического подобия лопастных насосов,
пользуясь уравнениями гидродинамического подобия:
Nн = (nн / n)3 N = (850 / 730)3 21 = 32,88 N
Принимая к. п. д. насоса по исходным точкам постоянным.
Результаты расчетов новых параметров насоса представим в виде
таблицы:
Таблица 3.Пересчет параметров насоса
Известные величины и
результаты пересчетов
|
Номера точек
|
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
Подача насоса: При n =
960 об/мин Q, м3/с х 10-3 При n = 850 об/мин
Qн, м3/с х 10-3
|
0 0
|
40 46,5
|
80 93,15
|
120 139,7
|
160 186,3
|
180 209,5
|
Полный напор насоса: При n =
960 об/мин Н,м При n = 850 об/мин Нн,м
|
40 54,2
|
42 56,7
|
43 58,05
|
41 55,35
|
35 47,25
|
32 43,2
|
Полезная мощность насоса: При n =960 об/мин N =gНQ,кВт
При n =850 об/мин Nн =gНQ,кВт
32,8
1,5
73,32
95,16
107,6
К.п.д.насоса: При n =960 об/мин ,%
При n =850 об/мин н,%
_____________________________
Допустимая по условиям кавитации величина вакуума:
При n = 960 об/мин Нвакдоп,м
При n = 850 об/мин Нвакдоп,м
|
|
|
|
|
|
|
|
6,4 5,14
|
6,4 5,14
|
6,3 5,005
|
5,6 4,06
|
4,2 2,17
|
- -
|
Новые значения находим по формуле:
Новые характеристики, построенные по
данным таблицы 3, показаны на рисунке 5.
Выводы:
Как видно из рисунка, величина оптимальной
производительности насоса после уменьшения скорости вращения сократилась со 140
до 100 л/сек.
Задание 3
Дано: Подача центробежного насоса Q = 3,2 л/с,температара
воды t
= 200С.
Требуется организовать перекачку воды из колодца с отметкой
уровня в нем 350 м в резервуар на уровень 380 метров по металлическому водоводу
с длиной всасывающей линии lBC= 16 м и нагнетательной -- lH = 220м.
При определении потерь напора учитывать:
на всасывающей линии приемный клапан с сеткой и
два по 90 град. отвода и если потребуется, прямой переход;
на нагнетательной линии: задвижку, обратный
клапан, и если нужно, переход.
Решение.
)Подбираем трубопроводы и определяем напоры в них. Диаметр
труб определяется заданным расходом и допустимыми скоростями во всасывающей
линии V2
= 0,8 - 1,5 м/с, в нагнетательной V1 = 1 - 2 м/с.
Указанным условиям соответствуют: для всасывающей линии труба d1 = 125 мм с площадью сечения W1 = 123 см2, при этом скорость движения воды будет равна ; для нагнетательной линии - труба
диаметром d2 = 100 мм с площадью сечения W2 = 78,5 см2, при скорости движения воды
1) Определяем потери напора в водоводах.
Местные потери определяем по эквивалентным длинам
(таблица 21)
Для всасывающей линии:
колена………………2x0,55=1,1 м
клапан…………………31 м
всего……………………32,1 м
Для нагнетательной линии.
Задвижка………………0,25 м
Обратный клапан………23 м
Всего……………………23,25 м
С учетом местных потерь приведенные длины
всасывающей и нагнетательной линии будут равны:
l’BC =16+31,1=48.3 м
l’H = 220+23,25=243,25м
Потери напора на трение по длине трубопроводов
определяем по формуле:
Коэффициент сопротивления трению l при абсолютной шероховатости внутренней поверхности трубыD= 0,5 мм и отношение d/D для
всасывающей трубы 125/0,5 = 250, а для нагнетательной трубы 100/0,5 = 200.
Определяем по таблице 4.
Таблица 4. Зависимость l от d/D в квадратичной области
d/D
|
100
|
200
|
300
|
400
|
500
|
600
|
700
|
800
|
900
|
l
|
0,0379
|
0,0304
|
0,0269
|
0,0249
|
0,0234
|
0,0223
|
0,0216
|
0,0207
|
0,0202
|
Для всасывающей трубы
lBC=0,029;
Для напорной трубы
lН= 0,03
С учетом найденных величин определим потери
напора во всасывающей линии:
При расходе Q=0,0032 м3/с
скорости V1=0,26 м/с
Потери напора в нагнетательной линии:
при скорости V2=0,41 м/с
величина потерь
Сумма потерь во всасывающей и нагнетательной
линиях составляет:
hпот=hBC + hH = 0,03+0,61 = 0,64 м
)Для сравнения определим местные потери напора, пользуясь не
эквивалентными длинами, а коэффициентами местных потерь всасывающего клапана xкл= 8 и колена x = 0,29 (табл. 6)
Тогда сумма потерь во всасывающей линии:
Т.е расчет получается примерно таким же, как и
при расчете по эквивалентным длинам.
3)Выбор типа насоса.
Полный напор Н определяется из равенства:
H = Hг + hпот ,
где Нг - геометрическая высота подъема,м.
Hг = 380-350=30 м, тогда полный напор равен:
H = 30 +0,64 =30,64м.
Для подачи расхода Q = 3,2 л/с при напоре Н = 30,64 м пригоден насос
К 45/55, характеристики которого показаны на схеме (рис. 6).
Этот насос имеет всасывающий патрубок диаметром 80 мм и напорный диаметром 50
мм, поэтому для соединения с трубами нужны прямые переходы. Потери напора в
переходах не учитываются в виду их незначительности.
З)Построение кривой характеристики трубопровода.
Для определения режима работы насоса и его производительности
надо совместить на одном графике характеристику насоса H = f(Q) и характеристику
трубопровода Hтр
= j(Q), которая показывает
зависимость между подачей Q, л/с и необходимым для этого напором Н, м.
Чтобы получить уравнение этой кривой,
воспользуемся полученными ранее зависимостями потерь напора во всасывающей (5)
и нагнетательной (6) линиях от скорости движения в них жидкости, выражая
скорости через расходы
V1 = Q/W1
V2 = Q/W2
Для всасывающей линии:
Для нагнетательной линии:
Теперь можно записать характеристики трубопровода.
Hтр = Hг + (3773+60379)Q2= Hг + 64152Q2
Пользуясь этим уравнением, находим потери напора
в зависимости от подачи и полный напор Н как функцию расхода подачи;
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
Q , л/с
|
4
|
8
|
12
|
16
|
20
|
24
|
Hтр = Hг + 64152Q2
|
31
|
34
|
39
|
46
|
56
|
67
|
По этим данным строим характеристику трубопровода Hтр= j(Q).
Пересечение характеристики насоса H=f(Q) с характеристикой
трубопровода Hтр=j(Q) дает искомую точку 1,
определяющую режим работы насоса: напор Н и производительность Q .
Из графика находим Q=17 л/с и Н=48 м. Полученная производительность
больше заданной, и, если нельзя увеличить подачу до этой величины, что явилось
бы лучшим решением, нужно увеличить сопротивление трубопровода, например
прикрытием задвижки, так, чтобы получить заданный расход.
Точка 2 будет характеризовать нужный режим.
Как видно из рисунка в добавочном сопротивлении нужно
погасить » 3 м напора.
)Определяем потребную мощность на валу насоса для обоих
режимов подачи:
А) При расходе 15 л/с (рабочая точка 2) КПД
насоса h = 0,65, тогда
Б) При расходе Q = 17 л/с (рабочая точка
1) КПД насоса h = 0,65, тогда
на 1 л/с N’ =
12,3/15 = 0,72 кВт.
Как видно из расчета регулирование задвижкой приводит к
перерасходу электроэнергии.
Чтобы подать данным насосом требуемый расход 16 л/с ,нужно либо
уменьшить частоту вращения, либо применить обточку рабочего колеса насоса. При
таком решении вопроса потери мощности не будет.
Задание 4
Дано: По условиям предыдущей задачи сделать расчет
допустимого по условиям кавитации положения насоса над уровнем воды в
водоприемнике.
Решение.
Величина допустимого по условиям кавитации вакуума Hдопвак по характеристике
насоса при Q
=3,2 л/с равна 6,1 м.
Предельная высота всасывания составит:
Где hBC -потери напора во всасывающей трубе,м;
V1 -
скорость движения воды во входном патрубке насоса,м/с;
,
соответственно
Следовательно,
hB = 6 - 0,03 - 0,02 = 6,05 м
Определим эту же величину пользуясь формулой Руднева. Предельная
высота всасывания зависит от коэффициента кавитации
hB = (Рат - Рп)/g - hвс - Н ,
где Рат - атмосферное давление,Па;
Рп - давление на входе в рабочее колесо,при котором ещё не
наблюдается вскипания жидкости, по сути оно равно давлению насыщающих паров при
данной температуре воды, Па;
- коэффициент запаса, обычно принимается равным 1,2;
Н - полный напор насоса,м;
- коэффициент кавитации, принимаемый по справочникам, его можно
вычислить по формуле Руднева:
= 10/Н (n Q1/2 / С) 4/3
где n - частота вращения рабочего колеса
насоса, об/мин;
С - кавитационный коэффициент быстроходности,зависящий от
конструкции насоса,для чистых жидкостей С = 800…1000,для перекачки загрязнённых
жидкостей С = 600…700;
= 10/53 ( 2900 х0,016 Ѕ /800) 4/3 = 0,066
При температуре 20оС напоры равны Рат/g =10,3м и Рп/g =0,24м ,тогда:
hB = 10,3 - 0,24 - 0,03 - 1,2 * 0,066 * 53 = 5,84м.
Окончательно предельную геометрическую высоту всасывания принимают
0,5…1,5 м менее расчетной, таким образом, для нашего случая можно принять hB = 3,5 м и расположить центр насоса на
отметке 365 + 3,5 = 368,5 м.
Задание 5
Дано: По условиям задачи 3 необходимо изменить скорость вращения
насоса так, чтобы без добавочных сопротивлений в водоводе подавать Q = 0,016 м3/с.
Решение.
1) Построение кривой подобных режимов.
Предварительно через точку 3 (рис.6 ) с заданными
координатами Q
= 0,016 м3/с и Н = 43 м проводим кривую подобных режимов пользуясь соотношением
где Qn - некоторый расход, а Нn - соответствующий ему полный напор насоса.
Так как для точки 3 этой кривой значения Q и H известны, то можно записать:
Уравнение искомой кривой будет
По этому уравнению определим для нескольких значений Qn соответствующие напоры Hn:
По полученным данным строим кривую подобных режимов (кривая
а),вспомогательная точка 4 пересечения кривой с характеристикой насоса H = f(Q) имеет координаты: Q4 =16,9 л/с и Н4 =48 м при n =2900 об/мин.
2) Расчет скорости вращения вала насоса.
Находим искомую скорость вращения по формуле:
Значит, уменьшая скорость вращения вала насоса до n= 2750 об/мин можно снизить производительность до данной
величины Q = 0,016 м3/с.
Такой же результат получим из выражения
nх = n ( Н / Н4) =
2900 (43 /48 ) = 2597 об/мин.
) Расчет изменения предельной высоты всасывания hBC . Соотношение чисел оборотов после и до
введения нового режима составит 2750/2900 = 0,95. Следовательно исходная
производительность при 2900 об/мин должна быть 16/0,95 = 16,8 л/с. Этой
производительность соответствует значение (рис. 1) .
Новое значение при уменьшении скорости вращения находится по формуле:
тогда предельная высота всасывания составит ( см. задачу 4):
hBC = 4,4 - 0,03 - 0,02 = 4,35 м
Задание 6
Условие: необходимо обточить колесо насоса при условиях
задачи 3 так, чтобы без добавочных сопротивлений в водоводе подавать расход Q = 0.016 м3/с.
Решение.
1) Определение размера обточки.
Воспользуемся ранее полученным соотношением и кривой на рисунке 6. Точка 4 на этой
кривой определяет Q = 14,5 л/с H=34 м при нормальном диаметре колеса D = 220 мм. Пользуясь соотношением
находим искомый диаметр колеса:
,
который получается обточкой 22 мм или 9% , что ниже допустимого
предела обточки 20%.
2) Пересчет характеристики насоса после обточки.
Находим величину напора после обточки из соотношения
,
откуда
Для построения новых характеристик Q = f(H) воспользуемся
соотношениями
Qобт = 0,95Q и Нобт = 20,5Н,
КПД принимаем на 1,17% ниже.
Задание 7
Условие: рассчитать изменение производительности
насосной станции, если к установленному центробежному насосу, по данным задачи
3,добавить параллельно второй такой же насос при неизменном нагнетательном
трубопроводе и отдельных всасывающих линиях.
Решение.
) Построение характеристики двух параллельно работающих
насосов.
Сначала построим характеристику Н = f(Q) для одного из насосов,
затем удваиваем абсциссы точек этой кривой и по полученным координатам строим
новую кривую Н = f(2Q), которая характеризует совместную работу двух параллельных
насосов.
) Построение характеристики трубопровода.
Затем строим характеристику трубопровода НТР = f(Q), для чего воспользуемся
полученными ранее в задаче 3 зависимостями для определения потерь во всасывающей
линии hBC = 3773Q2 и в нагнетательной линии hH=60379 Q2.
При совместной работе двух насосов на один трубопровод и
отдельных всасывающих линиях подача на каждой из всасывающих труб будет равна
половине подачи всей насосной станции, поэтому уравнение потерь напора в
водопроводной системе запишется так:
где Q - суммарная подача двух насосов, в м3/с.
Составим по этому уравнению таблицу зависимости H = f(Q) и h = 47830Q2
|
1
|
2
|
3
|
4
|
5
|
6
|
Q , л/с
|
4
|
8
|
12
|
16
|
20
|
24
|
Hтр = Hг + 61322 Q2
|
31
|
34
|
39
|
47
|
54
|
65
|
По этим данным наносим на график (рис. 8, кривая 2)
характеристику трубопровода при работе двух насосов. На этот же график наносим
характеристику трубопровода h = 61322Q2 при работе одного насоса(кривая 1), полученная ранее (рис
5). Некоторое смещение кривой 1 объясняется наличием в первом случае второй
всасывающей линии, что разгружает всасывающий водовод и уменьшает потери напора
в нем.
)Определение оптимального режима работы насосов.
Пересечение кривой 2 с совместной характеристикой двух
насосов в точке В показывает режим работы насосов: производительность Q =22,5 л/с полный напор H = 58 м
Таким образом, включение в работу второго насоса увеличивает
производительность насосной станции лишь на rQ = 22,5-16,5= 6л/с, или
на 27 %.
Такое небольшое увеличение производительности объясняется
крутой характеристикой трубопровода ввиду быстрого нарастания потерь напора.
Задание 8
Условие: центробежный насос, характеристики
которого показаны на рисунке 9., работает параллельно с поршневым насосом
производительностью Qn = 8,3 м3/ч.
Определить подачу по трубопроводу при параллельной работе
обоих насосов и при работе каждого насоса в отдельности.
Решение.
Производительность поршневого насоса Qп = 8,3 м3/час = 8300:3600
= 2,3л/с. Совместную характеристику насосов строим сложением абсцисс кривой 1
(характеристика центробежного насоса) и прямой 2 (характеристика поршневого
насоса). На графике она представлена кривой 3. Характеристика трубопровода
представлена кривой 4 (взятой из рис.5)
Пересечение кривых 3 и 4 (точка В )определяет параметры
совместной работы двух насосов: Н = 53 м и Q = 17,8 л/с;
насос роторный консольный центробежный
из них поршневой насос подает 16 л/с, так как его
производительность постоянна,
и центробежный насос подает 1,8 л/с.
При работе одного центробежного насоса производительность
определяется пересечением кривых 1 и 4 координатами (точка А) Н = 48 м и Q =
15,7 л/с.
При работе одного поршневого насоса режим его определяется
пересечением кривой 4 и прямой 2 в точке С: подача Q = 2,3 л/с Н =31 м.
Список рекомендуемой
литературы
Основная
1. Башта,
Т.М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных
вузов / Т.М. Башта, С.С. Руднев, Б.Б. Некрасов и др.-2-е изд., перераб.-М.:
машиностроение,1982.-423.с
2. Лепешкин,
А.В. Гидравлические и пневматические системы: учебное издание/ Лепешкин А. В.,
Михайлин А.А. ;под редакцией Ю.А. Беленкова .- М.«Академия»; 2004-336с.
. Некрасов,Б.Б.
Задачник по гидравлике, гидромашинам гидроприводу: уч. пособие для
машиностроит. спец. вузов/ Б.Б. Некрасов, И.В. Фатиеев, Ю.А. Беленков и др. /
;Под ред. Б.Б. Некрасова М.: Высш.шк.,1982.-192 с.: ил.
. Лабораторный
практикум по гидравлике, гидромашинам и гидроприводу: уч. пособие .-изд-ие
3-е,перераб. и доп./ под ред. Я.М. Вильнера- Минск: Выш.шк.1980.-224 с.
. Поспелов,
Г.А. Руководства по курсовом и дипломному проектированию по холодильным и
компрессорным машинам :уч. пособие для вузов/ Под общ. Ред. Г.А. Поспелова .М:
Машиностроение 1986-262 с
. Касьянов,
В.М .Гидромашины и компрессоры: учебник для вузов. 2-е изд. перераб. и доп.-М.
,Недра, 1981-356с.
Дополнительная
1.Справочное
пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам./ Я.М. Васильев и др.
Минск, высшая школа, 1989
2.Справочное
пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам./ под общ. Ред. Б.Б.
Некрасов - Минск, высшая школа, 1985
.Сборник
задач по машиностроительной гидравлике: Учебная пособие для вузов/ Д.А. Бутаев.
З.А. Калмыков, Л.Г. Подвиз и др. - 4-е изд., перераб.-М.: Машиностроение 1981
.Башта,
Т.М. Гидропривод и гидропневмоавтаматика- М.:Машиностроение 1971-672с.
.Чупраков,
Ю.Т. Гидропривод и средство гидроавтаматики: учебное пособие для вузов по
специальности «Гидропривод и гидропневмоавтаматика»-М; Машиностроение, 1972-832с.
.Андреев,А.Ф.
Гидропневмоавтаматика и гидропривод мобильность машин. Объемные гидро-и
пневмомашины и передачи: учебное пособие для вузов/ А.Ф. Андреев, Л.В.
Бардашевич, Н.В. Багдан и др; под. Ред. В.В. Гуськов-М.: высшая шкала
1987-310с. Ил.
.Пненвматические
устройства и системы машиностроении: справочник/ Е.В. Герц, А.И. Кудрявцев,
Л.В. Ложкин и др. -М.: Машиностроение, 1981
.
Васильченко, В.А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. -
М.: Машиностроение, 1983. - 301 с.
.
Кривченко, Г.И. Гидравлические машины: Турбины и насосы. - М.: Энергоатомиздат,
1983. - 320 с.
.
Свешников В.К. Станочные гидроприводы: справочник./ Свешников В.К., Усов А.А. -
М.: Машиностроение, 1982. - 464 с.
.
Смазочно-охлаждающие технологические средства: Справоч / Под ред. С.Г.
Энтелиса, Э.М. Берлинера. М.: Машиностроение, 1986. 351 с.
.
Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я.М. Вильнер,
Я.Т. Ковалев, Б.Б. Некрасов Минск: Вы. шк 1985. 382 с.
.
Стесин, С.П., Гидродинамические передачи./ Стесин, С.П., Яковенко Е.А. -
М.:Машиностроение, 1973. - 352 с.
.
Холин, К.М.Основы гидравлики и объемные гцдроприводы. /Холин К.М., Никитин О.Ф.
- М.: Машиностроение, 1989. - 264 с.