книги / Насосы, компрессоры, вентиляторы
..pdfВсе указанные выше отчисления (амортизация, ремонты) прини маются по ведомственным данным.
Годовая стоимость обслуживания вычисляется в зависимости ог штата обслуживающего персонала и его зарплаты также по ведомствен
ным данным.
Если годовые эксплуатационные затраты, вычисленные описанным способом, Я'э, а годовая подача насосной установки Угод, то стоимость подачи 1 мг жидкости в первом варианте составляет:
R
УГ0д
Этот вариант характерен глубоким регулированием и 100%-ным ре зервом установленной производительности.
Аналогичным путем, приняв количество насосов равным 2, 3, 4 ...,
можно рассчитать стоимости г 2, г3, га |
и построить график (рис. 4-44). |
|||
Наиболее экономичный вариант |
насос |
|
||
ной установки соответствует количеству на |
|
|||
сосов 2опт, при котором Г = Гмин- |
|
|
||
Применительно к графику на рис. 4-44 |
|
|||
экономически наивыгоднейший вариант со |
|
|||
ответствует количеству насосов г3. |
|
|
||
При проектировании |
насосных устано |
|
||
вок промышленных |
предприятий, распола |
|
||
гающих для привода и электроэнергией, и |
|
|||
паром, должен быть решен вопрос о выборе |
|
|||
приводного двигателя |
(электродвигатель |
|
||
или паровая турбина). При этом следует |
|
|||
иметь в виду, что турбины малой мощности |
Рис. 4-44. Выбор экономически |
|||
обычно высокооборотны и для обычных ти |
наивыгоднейшего варианта на |
|||
пов насосов без применения редукторов не |
сосной установки. |
|||
приемлемы. Кроме |
того, |
к. п. д. паровых |
|
|
турбин малой мощности,в работающих на выхлоп в атмосферу, очень низок и энергетическая эффективность насосного агрегата с такой тур биной ничтожна. Принять такой вид привода можно лишь для резерв ных, кратковременно действующих агрегатов.
Применение паротурбинного привода для постоянно действующих (не резервных) центробежных насосов допустимо лишь при условии использования отработавшего пара турбины в регенеративном цикле илидля целей теплофикации. В этом случае паротурбинный привод энерге тически эффективнее электрического.
Выбор единично работающих насосов производится по заданным производительности и напору по сводным графикам рабочих полей.
При расчете мощности двигателя для привода насоса следует учи тывать возможное увеличение мощности на валу при отклонении режи ма от расчетного. Это обстоятельство требует некоторого запаса мощ
ности двигателя и учитывается коэффициентом т запаса |
мощности: |
||
WДв = т |
4QH |
|
|
102-г) » |
|
( 4 - 1 6 ) |
|
где Q, Н и rç — параметры насоса при расчетном режиме; |
крупнее |
||
ш = 1 ,1 - г |,5 я имеет тем |
меньшее значение, |
чем |
|
насос. |
|
|
|
4-11. устройство и эксплуатация насосных установок
Насосной установкой называют несколько насосных агрегатов, со единенных для работы на общий напорный водопровод.
Насосный агрегат состоит из насоса, двигателя, трубопроводной арматуры, измерительных приборов и устройства для заполнения насо
са жидкостью перед пуском. К насосному агрегату могут быть отнесены и пусковые устройства двигателя, а также приборы для автоматического управления работой агрегата.
Компоновки насосных агрегатов определяются назначением послед них. Типичная компоновка показана на рис. 4-45.
Насос 1 и двигатель, соединенные эластичной муфтой, располагают ся на раме 2 из фасонной прокатной стали. Рама крепится анкерными болтами к фундаменту 3.
Всасывающий трубопровод 4 может быть индивидуальным; в этом случае жидкость берется насосом из приемного колодца 5 через ворон ку 6. В других случаях всасывающий трубопровод берет жидкость из
общего всасывающего коллектора; это встречается, например, в насос ных установках для питания паровых котлов. Во всех случаях горизон тальные участки всасывающих трубопроводов укладываются с подъ емом к насосу, равным не менее 0,005. Это необходимо во избежание образования во всасывающих трубопроводах воздушных мешков.
Непосредственно на напорном патрубке насоса располагается обрат ный клапан 7 Его назначение — автоматически отключать насос от напорного коллектора 9 в случае остановки двигателя (или аварии).
Между обратным клапаном и напорным коллектором 9 распола гается задвижка (или вентиль) 8 для дроссельного регулирования насо са и отключения его от напорной сети.
При диаметре трубопроводов более 300 мм задвижки выполняются с электрическим или гидравлическим приводом.
Коллектор 9 располагается на тумбах 10.
Показанное на рис. 4-45 расположение напорных трубопроводов выше отметки пола удобно в отношении монтажа и надзора за трубо проводом, однако при нем загромождаются проходы для обслуживаю щего персонала. При такой компоновке в местах перехода через трубо проводы устраивают перекидные мостики.
Для освобождения помещения располагают напорные трубопроводы в каналах ниже пола и перекрывают последние рифленой сталью.
Перед пуском центробежные и осевые насосы должны заполняться подаваемой ими жидкостью. Если уровень всасываемой жидкости рас полагается выше верхней точки насоса или на всасывающем коллекторе имеется избыточное давление, то заполнение насоса производят, откры вая задвижку на всасывающей трубе и выпуская воздух через краник, расположенный в верхней точке корпуса насоса.
В установках, где уровень всасываемой жидкости лежит ниже оси насоса, для заполнения пользуются двумя способами:
а) В агрегатах небольшой производительности с диаметром всасы вающей трубы до 250 мм на конце ее под уровнем жидкости распола гают приемный клапан. При этом заполнение производят через воронку и кран в верхней точке корпуса насоса и водопровода или специального заливочного бака.
б) В агрегатах с dBC> 250 мм приемные клапаны не ставят и запол нение производят отсасыванием воздуха из насоса специальным вакуум ным насосом (обычно применяют насосы типов КВН и ВВН, создаю щие вакуум до 97%.)
При наличии загрязнений всасываемой жидкости воронка на вса сывающей трубе комбинируется со щелевым или сетчатым фильтром.
Контроль за работой насоса ведется по показаниям вакуумметра 11 и манометра 12, присоединенных ко всасывающему и напорному пат рубкам; измерение расхода производится по расходомеру, вмонтирован ному в напорный трубопровод насоса.
Так как о нагрузке насоса можно судить по показаниям манометра, то часто отказываются от установки расходомеров на каждом насосе и располагают один расходомер на общем трубопроводе, контролируя по его показаниям производительность установки в целом. В качестве расходомеров применяют диафрагмы, трубы Вентури и турбинные во домеры.
Контролирование мощности, расходуемой агрегатом, производится при помощи вольтметров, амперметров и иногда ваттметров, распола гаемых на электрическом щите агрегата или установки.
Для пуска насосного агрегата следует произвести подготовитель ные операции: убедиться в свободном вращении вала, поворачивая еговручную, проверить открытие кранов манометра и вакуумметра, запол нить насос и всасывающую трубу, открыть подачу охлаждающей во^ы в подшипники (в агрегатах с охлаждаемыми подшипниками), проверить положение уровня масла в подшипниках (при подшипниках с жидкой смазкой). Задвижка на напорном трубопроводе центробежного насоса при пуске должна быть закрыта.
Пуск насоса производится следующим образом: включается элек тродвигатель и число оборотов его доводится до нормального, медленно открывается задвижка на напорном патрубке насоса до достижения требуемой производительности, открываются краны, подводящие охлаждающую воду к сальникам насоса.
При работе насоса следует наблюдать за температурой подшипни ков и корпуса двигателя, которая для нормальных условий не должна превышать 60° С, наличием масла в камерах подшипников (при жидкой смазке), плотностью сальников (затяжка сальника считается нормаль ной, если он пропускает воду редкими каплями и температура его невы сока) .
Остановка насосного агрегата заключается в закрытии задвижки на напорной трубе, выключении двигателя, закрытии задвижки на вса сывающей трубе и выключении охлаждения сальников и подшипников.
Пуск, обслуживание при работе и остановка агрегатов значительной мощности обязательно регламентируются особыми инструкциями.
Особым инструкциям подчиняется эксплуатация питательных на сосных агрегатов паровых котлов и насосов для подачи горячих жид костей.
При современном развитии техники автоматического управления производственными процессами автоматизация насосных установок не представляет трудности.
Автоматическое управление насосами предусматривает следующие операции:
а) подготовку насосов к пуску, заключающуюся в контроле за по ложением запорной арматуры и заполнении насосов жидкостью;
б) пуск и остановку насосов в зависимости от расхода, требуемого потребителями;
в) остановку насоса при неисправностях его и пуск другого насоса взамен неисправного;
г) защиту от перегрева сальников и подшипников; д) гидравлическую защиту насосов, создющую невозможность
пуска насоса, не заполненного жидкостью.
При разработке схемы автоматизации может быть предусмотрена необходимость работы насосной установки по намеченной программе.
Автоматизация повышает экономичность и надежность работы насосной установки, позволяет уменьшить количество обслуживающего персонала.
Глава пятая
ВИХРЕВЫЕ НАСОСЫ
5-1. СПОСОБ ДЕЙСТВИЯ ВИХРЕВОГО НАСОСА
Конструктивная схема вихревого насоса показана в основных чер тах на рис. 5-1. Рабочее колесо а с плоскими радиальными лопатками б, образующими криволинейные каналы в, охватывается отводом г. Внут ренний выступ к, входящий в отвод и охватывающий каналы в рабочего колеса, служит для разделения потоков всасывания д и подачи е.
В жидкости, заполняющей межлопаточные каналы в, при вращении рабочего колеса развиваются центробежные силы. Они вызывают не прерывное истечение жидкости из межлопаточных каналов через ци линдрическое сечение ztD2e2 в отвод г.
Рис. 5-1. Конструктивная схема вихревого насоса.
а — рабочее колесо; б —лопатки рабочего колеса; |
в — межлопаточные ка |
||
налы; г — отвод; |
д — всасывающий |
патрубок; |
е — напорный патрубок; |
ас — вал |
рабочего колеса; |
« — разделитель потоков. |
|
Ввиду неразрывности течения жидкость непрерывно втекает в меж лопаточные каналы из отвода г через плоское кольцевое сечение
(£>2 — £>î ). Таким образом, в отводе образуется вихревое течение,
показанное на левой проекции на рис. 5-1 пунктирной стрелкой.
Кроме того, в отводе г возникает переносное тангенциальное тече ние, обусловленное тем, что массы жидкости, выбрасываемые из кана-
124
лов в в отвод, обладают тангенциальной скоростью с2и. |Следовательно, принцип работы вихревого насоса состоит в том, что энергия жидкости, протекающей через межлопаточные каналы рабочего колеса, повышает ся за счет действия центробежных сил в ней, жидкость с повышенной энергией выносится вихревым потоком в отвод и вытесняется далее в напорный патрубок е. Взамен вытесняемой жидкости происходит не прерывное втягивание ее через всасывающий патрубок д.
5-2. ОСНОВЫ ТЕОРИИ
Теоретические (без учета потерь) значения основных параметров — давления и производительности вихревого насоса — могут быть получе ны из уравнения количества движения.
Пусть q (м3/сек) — расход через межлопаточные каналы на еди нице длины отвода;
с2и (м/сек) — среднее значение тангенциальной составляющей абсолютной скорости на выходе из межлопаточ ных каналов в отвод;
Со (м/сек) — средняя скорость потока в отводе.
Рис. 5-2. К расчету давления, развиваемого вихревым на сосом.
Если полагать приближенно ось отвода прямолинейной, то соответ ственно схеме на рис. 5-2 уравнение количества движения для потока, выходящего из колеса в отвод, будет:
Up— f(P + dp)]т'А^= pqdlMco— pq dlMc2u *.
Следовательно,
dp? ==P —j~ (^au C0)d l. |
(5-1) |
Из (5-1) видно, что давление в отводе нарастает в направлении движения пропорционально длине отвода.
Интегрирование (5-1) дает теоретическое повышение давления на длине I отвода:
Рт= P ~J~(^2U С0) 1‘
Теоретическое повышение напора на длине I отвода
HT = Ef = j f ( C 2u-Co). |
(5-2) |
* В основу вывода формулы положена предельно упрощенная модель течения. Действительная картина течения и количественные зависимости чрезвычайно сложны.
<(Прим. ред.)
Расход в сечении отвода Q=fco, поэтому (5-2) приводит к следую щему уравнению теоретической характеристики вихревого насоса:
h ' = W {CW ~ T )- |
(5'3> |
Вследствие постоянства q и с^и по длине отвода уравнение (5-3) графически изображается прямой линией (рис. 5-3).
Потери напора в проточной полости насоса пропорциональны квад рату расхода, поэтому, построив в графике на рис. 5-3 характеристики потерь напора li = rnQ2t вычитанием ординат легко получить характери стику действительного напора H=F{Q).
Рис. 5-3. Характеристики теоРис. 5-4. Характеристики мощностей и ретического и действительного к. п. д. вихревого насоса,
напоров вихревого насоса [к уравнению (5-3)].
Полезная теоретическая мощность вихревого насоса
Ni=yQHT:,
или, учитывая (5-3),
|
Л' т = т " * г (См‘ “ |
т ) сг- |
(54> |
Это уравнение графически изображается квадратичной |
параболой |
||
с осью, параллельной оси ординат. Очевидно, что Мт=0 при Q=0 и |
|||
Q=f С2и- |
|
|
|
Максимум NT находится дифференцированием NT по Q: |
|
||
Отсюда |
получим значение Q, при |
котором достигается |
(Л^т)макс-- |
с2и — 2 -у- = |
0, или Q = /сги/2. |
|
|
Максимальное значение Мт по уравнению (5-4)
(NtU vc = p q l^ f- = m ф,
где т — масса жидкости, проходящая в 1 сек через межлопаточные ка налы рабочего колеса.
126
Характеристика NT=F(Q) показана на рис. 5-4.
Рабочее колесо вихревого насоса увеличивает тангенциальную со ставляющую скорости жидкости, проходящей через него, от со до С2и\ составляющая скорости вихревого течения в отводе н рабочем колесе по условию неразрывности сохраняется постоянной. Поэтому мощность, затрачиваемую рабочим колесом вихревого насоса, можно вычислить как разность секундных кинетических энергий потока на выходе и входе:
Ni:« = |
т с\и |
тсо |
_ ? q i |
iV |
_Q1 |
te |
to |
а|© 1 |
, Î U |
1* |
Значения Л^,к для характерных производительностей, при построении графика NT = F(Q), будут:
Q = 0; |
= |
(5-5)
использованных
|
|
Q= |
|
«„» = -§■ рqlcl-, |
||
|
|
Q ==c2u{', Npu = |
0. |
|||
По этим |
данным построен |
график |
NPK=/(Q ), показанный на |
|||
рис. 5-4. |
|
|
|
теоретическая мощность, а УУрк—- |
||
Ввиду того что Nr — п о л е з н а я |
||||||
теоретическая |
мощность, |
з а т р а ч и в а е м а я |
к о л е с о м , внутренний |
|||
к. п. д. вихревого насоса |
вычисляется |
как |
отношение i/VT к NpK, опреде |
|||
ляемое по (5-4) и (5-5): |
Nr |
__ |
|
2Q |
|
|
|
|
|
|
|||
|
71вн_" Nv« ~ |
|
|
|
||
|
|
|
'( |
|
) ' |
|
Окончательное выражение для TIBH получается подстановкой в по |
||||||
следнее равенство Q=fco\ |
|
2со |
|
|
||
|
|
'Ппн = |
|
|
(5-6) |
|
|
|
С2и+ С0 |
||||
|
|
|
||||
Величины г|вн для некоторых значений Q: |
|
|||||
|
|
Q= 0; со= 0 ; *пвй= 0 ; |
|
|||
|
Q = |
% - ; С0 = -^ -; |
Чвн = |
0,66; |
||
|
|
Q = fC2и\ |
= С2и\ <Пвн= ,1* |
|||
Характеристика внутреннего к. п. д. показана на рис. 5-4 пунктир ной линией.
Внутренние потери энергии, обусловленные передачей энергии от рабочего колеса потоку жидкости в отводе, представляются отрезками ординат между кривыми NVU= F(Q) и NT = f(Q).
Из изложенного следует, что при постоянном числе оборотов рабо чего колеса внутренние потери энергии в вихревом насосе тем больше, чем меньше производительность. Следовательно, эксплуатация вихре вого насоса в режиме значительного дросселирования нежелательна.
5-3. ДЕЙСТВИТЕЛЬНЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ
Кроме внутренних потерь, свойственных процессу передачи энергии от рабочего колеса потоку в отводе и оцениваемых внутреннем к. п. д. по (5-6), в вихревых насосах наблюдаются объемные, гидравлические и механические потери энергии. Объемные потери энергии здесь очень
127
значительны и составляют до 20% энергии, подводимой к валу вихре вого насоса. Они обусловлены перетеканием жидкости через зазоры между поверхностями разделителя к (см. рис. 5-1) и кромками лопа стей б рабочего колеса из полости напорного патрубка в полость вса сывания вследствие неравенства дав
лений {Р2 >Р\)-
|
Гидравлические |
потери |
энергии |
||||
|
возникают вследствие трения и вихре- |
||||||
|
образования |
при |
поступательном |
и |
|||
|
циркуляционном движениях |
жидкости |
|||||
|
в криволинейном отводе вихревого на |
||||||
|
соса. Ввиду того что скорости этих |
||||||
|
движений |
значительны, |
гидравличе |
||||
|
ские потери энергии составляют до |
||||||
|
30% энергии |
на валу. |
|
|
|
||
|
Механические потери, как и в цен |
||||||
|
тробежных насосах,, обусловлены тре |
||||||
|
нием в сальниках |
и подшипниках |
и |
||||
|
трением нерабочих поверхностей коле |
||||||
|
са насоса о жидкость в осевых зазо |
||||||
|
рах. Эти потери составляют до 10% |
||||||
Рис. 5-5. Характеристики вихревого |
подводимом |
к насосу энерпии. |
|
||||
насоса ЗВ-2,7. |
Столь значительные |
потери энер |
|||||
|
гии приводят к тому, что при наиболее |
||||||
благоприятных для вихревых насосов режимах высокой производитель ности полный к. п. д., учитывающий все потери, в лучших конструкциях не превышает rj = 0,50.
На рис. 5-5 показаны опытные характе ристики вихревого насоса ЗВ-2,7. Максимум к. п. д. для него составляет всего 32%.
Рис. 5-6. Рабочее |
колесо |
|||
с уравновешенной |
осевой |
|||
|
силой. |
|
|
|
а — рабочее колесо |
с |
симмет |
||
ричным |
сечением: |
б — рабочие |
||
лопатки; |
в — межлопаточные |
|||
каналы; |
г — отвод |
симметрич |
||
ного сечения; |
л — дистанцион |
|||
|
ные |
втулки. |
|
|
Рис. 5-7. Распределение давлений по длине отвода вихревого насоса.
5-4. УРАВНОВЕШИВАНИЕ СИЛ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ВИХРЕВОЕ КОЛЕСО
Колесо работающего вихревого насоса нагружено продольной и по перечной силами, передающимися на вал.
Продольная сила |
возникает в результате различия давлений на |
торцовые поверхности |
колеса в осевых зазорах т и п (см. рис. 5-1). |
Эта сила невелика, легко воспринимается радиальным шариковым под-
128
пятником и может быть исключена применением колеса симметричной формы (рис. 5-6).
Поперечная сила обусловлена тем, что давление в отводе распреде ляется неравномерно и, как показывают уравнение (5-1) и опыт, про
порционально углу ф (рис. 5-7). |
|
|
||
Если Н — напор, |
создаваемый колесом, то давление в произвольном |
|||
сечении отвода равно |
чН <р, |
а его |
поперечная |
составляющая равна |
YЯ |
|
|
|
|
Элементарная поперечная |
сила, |
действующая |
на длине отвода ~ d<f |
|
при ширине колеса В, |
будет |
|
|
|
Полная поперечная сила
Яп = *Т5Г’ J<psin<pcf<p.
о
Но
^ <рsin ф с?<р = — f cos f
и поэтому
р а = Щ ?-- |
(5-7) |
Величина поперечной силы в вихревых насосах достигает больших значений. Так, при уН=10 кГ/см2, 5= 40 мм и £> = 150 мм получаем Рп=300 кГ
Поперечная сила нагружает вал напряжениями переменного знака, вызывает прогиб его и смещение торцовых поверхностей колеса. Это приводит к необходимости увеличения осевых зазоров и ухудшению эксплуатационных качеств насосов.
Для уничтожения поперечной силы применяют закрытую форму рабочих колес; здесь рабочие каналы фрезеруются в торцовых поверх ностях рабочего колеса, что обусловливает уравновешивание радиаль ных составляющих давления в любом осевом сечении межлопаточного канала.
5-5. ЦЕНТРОБЕЖНО-ВИХРЕВОЙ НАСОС
В § 4-4 отмечалось, что наиболее низкое давление в полости вса сывания лопастного насоса получается на тыльной стороне рабочей лопасти, около ее входной кромки. Величина этого давления тем ниже, чем больше относительная скорость потока на входе в-межлопаточные каналы.
В вихревых насосах жидкость подводится к рабочем колесу на периферии его, т. е. в зоне высоких скоростей. Поэтому возможность возникновения кавитации на входе в вихревое колесо весьма велика. Испытания вихревых насосов при различных числах оборотов под тверждают склонность их к кавитации.
Предупредить возникновение кавитации можно повышением дав ления на входе в вихревое колесо. Для этого следует установить на валу вихревого насоса дополнительное центробежное колесо. Насос та кого типа, состоящий из двух последовательно включенных колес-цент- робежного и вихревого, называется центробежно-вихревым насосом (рис. 5-8).
Применение предв.ключенного центробежного колеса позволяет су щественно повысить скорость на входе в вихревое колесо и, следова тельно, получить более высокое давление вихревого колеса и насоса
вцелом.
Вцентробежно-вихревом насосе часть полного давления развивает
ся центробежным колесом, к. п. д. которого выше, чем у вихревого ко-
Рис. 5-8. Центробежно-вихревой насос типа ЦВ.
леса. Поэтому к. п. д. центробежно-вихревого насоса выше, чем к. п. д. чисто вихревого насоса (для вихревых насосов т] = 50%, для центробеж но-вихревых ц = 55%).
5-6. ОБЛАСТЬ ПРИМЕНЕНИЯ. РЕГУЛИРОВАНИЕ. КОНСТРУКЦИИ
Коэффициент быстроходности вихревых и центробежно-вихревых насосов /г,= 10-^25* Следовательно, области применения этих насосов по производительности и напору близки к областям применения насосов вытеснения (поршневых и ротационных).
В табл. 5-1 приведены технические данные по оптимальным ре
жимам |
|
вихревых |
насосов, выпускаемых в СССР |
Буквы, входящие |
в марку |
насоса, |
обозначают: Э — электрический; |
С — самовсасываю |
|
щий; |
Н |
— насос; |
Ц — центробежный; В — вихревой; Л — лопастной |
|
(вихревой).
Сопоставление технических данных насосов показывает, что при одинаковых производительностях вихревые и центробежно-вихревые на сосы развивают более высокие давления по сравнению с центробеж ными.
Регулирование производительности вихревых насосов производится дросселированием потока на выходе или изменением числа оборотов. Чаще применяют первый способ ввиду его простоты. Однако регулиро вание производительности изменением числа оборотов дает существен ную экономию энергии, расходуемой на привод.
Анализ процесса регулирования вихревых насосов проводится гра фически способом, указанным для центробежных насосов в § 3-12.
* См. «Типаж насосов вихревых и центробежно-вихревых на 1963— 1965 гг.», ЦБТИ, 1963.