Основные рабочие параметры нагнетателей

Работа любого нагнетателя характеризуется его рабочими параметрами, главными из которых являются: подача, напор (давление), мощность и КПД.

Подача . Подачей (производительностью, расходом) насоса Q или вентилятора L называется объем жидкости или газа перекачиваемой нагнетателем за единицу времени

. (1.1)

Напор насоса . Напор насоса - это разница полных удельных энергий на выходе и на входе в насос

. (1.2)

Полная удельная энергия или полный гидродинамический напор в данном поперечном сечении определяется по формуле:

, (1.3)

где z – расстояние от плоскости сравнения до данной точки поперечного сечения;

p – в данной точки поперечного сечения, Па;

ρ – плотность жидкости, кг/м 3 ;

α – коэффициент Кариолиса (обычно принимают α = 1 );

C – средняя скорость в данном поперечном сечении, м/с.

Напор нагнетателя - можно найти экспериментальным или расчетным способом. По экспериментальному способу на входе и выходе из насоса ставятся приборы измеряющие давление (Рисунок 1.10). Обычно на входе ставится вакуумметр, а на выходе манометр. Плоскость сравнения (0-0) можно выбрать проходящей по вакуумметру. Тогда на входе в насос z вх = 0, абсолютное давление на входе p вх = p ат - p v , а скорость с вх . На входе из насоса z вых = a, абсолютное давление на входе p вых = p ат + p m , а скорость с вых . Тогда напор насоса равен:

(1.4)
Рисунок 1.10 - Экспериментальный способ определения напора насоса Рисунок 1.11 - Расчётный способ определения напора насоса

При расчетном способе (Рисунок 1.11) выбирают поперечные сечения на входе в сеть (a-a) и на выходе из сети (b-b). Плоскость сравнение выберем проходящей через центр тяжести сечения (a-a). Сечения на входе и выходе обозначим (1-1) и (2-2). Запишем уравнение Бернулли для сечений (a-a) и (1-1) H a = H 1 +h a-1 , а также для сечений (2-2) и (b-b) H 2 = H b +h 2-b . Из этих уравнений найдем напоры на входе и выходе из насоса, тогда напор насоса равен:

(1.5)

где h a-b – потери напора во всей сети, рассчитываются по заданному расходу.

Для схемы на рисунке 2.2 z a = 0, абсолютное давление на входе p a = p ат , а скорость с a = 0,z b = H г – геометрическая высота подъема жидкости , p b = p ат , а скорость с b = 0 . Тогда напор насоса рассчитывается по формуле:

. (1.6)

Для вентиляторов вместо напора вводится понятие полного давления p . Полное давление и напор связаны соотношением

. (1.7)

где p s - называется статическим давлением, Па;

p d - называется динамическим давлением, Па.

Так, как величина ρ g z для вентиляторов гораздо меньше остальных слагаемых то ей пренебрегаем.

Поэтому давлением создаваемым вентилятором p в называется разность полных давления на выходе и входе в вентилятор.

. (1.8)

Мощность отданная жидкости N ж . Под мощностью понимают энергию, сообщаемую или затрачиваемую в единицу времени. Используя такие понятия, как напор насоса Н H или давление вентилятора p в , можно определить полезную мощность потока жидкости, выходящей из нагнетателя. Для насосов эта мощность рассчитывается по формуле

. (1.9)

Для вентиляторов

. (1.10)

В любой насосной или вентиляторной установке мощность в различных ее узлах не одинакова. Чаще всего приводом для нагнетателя является электродвигатель, который потребляет мощность N э , Эта мощность в электродвигателе преобразуется в механическую мощность, которая выходит от электродвигателя в виде мощности на валу N вал . Вполне естественно, что мощность на валу меньше, чем мощность электрическая, так как часть мощности теряется при работе электродвигателя. Потери мощности в электродвигателе учитываются КПД электродвигателя h Э в виде зависимости N вал = N э h Э . Таким образом, нагнетателю подается мощность на валу, или, как иногда ее называют, мощность, потребляемая нагнетателем. Часть мощности на валу передается потоку жидкости, проходящей через нагнетатель, тогда из нагнетателя жидкость выходит, обладая запасом мощности, которая называется полезной N ж , а часть мощности теряется внутри нагнетателя.

КПД нагнетателя h . Потери мощности в нагнетателе, определяемые величиной h , подразделяют на объемные, гидравлические и механические .

Объемные потери возникают в результате утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе, а также перетоков из областей высокого давления в области низких, обусловленных особенностями конструкций. Перетоки отмечаются в лопастных нагнетателях. Там жидкость может перетекать обратно во всасывающий патрубок с периферии рабочего колеса через зазоры между рабочим колесом и корпусом нагнетателя (Рисунок 1.12). Если объемы утечек и перетоков, происходящих в единицу времени, обозначить через q ут , то объемный КПДh о будет равен:

. (1.11)

где Q Т – теоретическая производительность нагнетателя;

Q ф – фактическая производительность нагнетателя.

Рисунок 1.12 - Схема утечек жидкости в лопастном насосе

Гидравлическими являются потери, которые возникают вследствие наличия гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе. Если эти потери напора внутри нагнетателя обозначить h Н то гидравлически КПД h г будет равен:

. (1.12)

где H Т – теоретический напор создаваемый нагнетателем;

H ф – фактическая напор создаваемый нагнетателем.

Механическими являются потери мощности на различные виды трения в рабочем органе нагнетателя. Механическим КПД h м называется отношение мощности отданной жидкости теоретически N жТ N вал :

. (1.13)

Полным КПД нагнетателяh называется отношение мощности отданной жидкости фактически N жф к мощности подводимой к валу N вал :

. (1.14)

Полный КПД нагнетателя h равен произведению гидравлического, механического и объемного КПД.

Характеристикой насоса называется зависимость напора насоса от производительности H H = f(Q) . Для динамических нагнетателей с увеличением производительности давление вентилятора (напор насоса) падает рисунок 2.5. Теоретическая характеристика объёмных нагнетателе рисунок 2.6 представляет собой вертикальную линию то, есть производительность не меняется с напором. В связи с утечками фактическая производительность с увеличением напора уменьшается. При полном закрытии задвижки на напорной магистрали напор (давление) создаваемое объёмным насосом может достигнуть значительных величин, что может привести к разрушению насоса или его компонентов. Поэтому в объёмных насосах предусматривается ”зашита от дурака” то, есть параллельно насосу ставиться предохранительный клапан, который начинает работать, когда давление в напорной сети превышает заданное.

Характеристикой вентилятора называется зависимость давления создаваемого вентилятором от производительности p в = f(L) .

Полной характеристикой нагнетателя называется зависимость напора (давления), мощности на валу и КПД от производительности H H = f(Q) (p в = f(L)), N вал = f(Q), h = f(Q) . На Рисунок 1.13 представлена полная характеристика динамического вентилятора, а на Рисунок 1.14 характеристика объемного нагнетателя.

Рисунок 1.13 - Полная характеристика динамического нагнетателя Рисунок 1.14 - Характеристика объемного нагнетателя

Оптимальным (номинальным) режимом работы называется режим работы при максимальном КПД. По значениям оптимального режима L опт , p опт рассчитываются коэффициент давления ψ , коэффициент производительности φ , коэффициент быстроходности нагнетателя n s и др.

Областью оптимальным работ называется режим работы при котором КПД нагнетателя лежит в пределах 0,9 η мах < η < η мах . На Рисунок 1.15 область оптимальных работ выделена штриховкой.

Рисунок 1.15 - Оптимальный режим и область оптимальных работ вентилятора

Характеристикой сети называется зависимость напора (давления) сети от производительности H c = f(Q) (p c = f(L)).

Характеристику сети рассчитывают по формуле:

(1.15)

H b – гидродинамический напор на выходе из сети;

H a – гидродинамический напор на входе в сеть;

h a-b – потери напора в сети.

Обратите внимание, что определение характеристики сети и определение напора насоса расчетным способом совпадают.

Рабочей точкой называется точке пересечения характеристики нагнетателя и характеристики сети. При подборе нагнетателя для работы на сеть, рабочая точка должна лежать в области оптимальных работ. Рисунок 1.16 рабочая точка (p рт , L рт ) лежит в области оптимальных работ, поэтому по этим параметрам вентилятор подходит для работы на заданную сеть.

Работа нагнетателей характеризуется рядом параметров, из которых основными являются: подача (производительность), напор H , давление P , потребляемая мощность N , коэффициент полезного действия (КПД) η

Подача (производительность). В практике применяются понятия: объемная L и массовая G подача. Объем жидкости, подаваемой нагнетателем в единицу времени (м 3 /ч, л/с), называется объемной подачей.

Масса жидкости, подаваемая нагнетателем в единицу времени (кг/ч, кг/с), называется массовой подачей G=ρL , где ρ– плотность перемещаемой среды, кг/м 3 .

При отсутствии утечек массовая подача одинакова для всех сечений проточной части машины. Объемная подача практически одинакова по всей длине проточной полости только в насосах и приблизительно одинакова в вентиляторах. В компрессорах, вследствие существенного сжатия перемещаемой среды, объемная подача по длине проточной части уменьшается. Поэтому объемную подачу компрессоров исчисляют при так называемых нормальных условиях: температура Т =293 К, давление Р =100 кПа, ρ =1,2 кг/м 3 .

Напор. Работу, совершаемую рабочим органом насоса, принято относить к весу жидкости, проходящей через насос. Эта величина называется напором H и измеряется в метрах водяного столба (м вод.ст.). Иными словами, напор –это энергия, сообщенная единице веса жидкости, прошедшей через насос:

где C 2 , C 1 – скорость жидкости, м/с;

g – ускорение силы тяжести, м 2 /с;

Z 2 , Z 1 – высота уровня, м;

Pст 2 – статическое давление на выходе из насоса, Па;

Pст 1 – статическое давление на входе в насос, Па;

γ – удельный вес, Н/м 3

Давление . Работу, совершаемую рабочим органом газодувной машины (вентиляторы, компрессоры) принято относить к объему газа, прошедшего через машину. В этом случае уравнение (1.1) принимает следующий вид:

Произведение gH называется давлением и представляет собой энергию, сообщенную единице объема газа, прошедшего через нагнетатель. Так как gZ значительно меньше остальных слагаемых в выражении (1.2), то можно получить следующую формулу для давления:

Мощность. Мощностью называется энергия, сообщаемая или затрачиваемая в единицу времени. Работа, сообщаемая нагнетателем в секунду подаваемой среде, называется полезной мощностью. Для насоса

Для воздуходувной машины

Вследствие потерь энергии в приводе и системе передачи электродвигателя, мощность на валу нагнетателя

где N э – мощность электродвигателя, кВт;

h э – КПД привода;

h пер – КПД передачи.

В свою очередь, вследствие потерь энергии в нагнетателе, полезная мощность нагнетателя будет меньше мощности на валу:

где h н – КПД нагнетателя.

КПД нагнетателя. Потери энергии в нагнетателях подразделяются на гидравлические, объемные и механические.

Механическими потерями называются потери мощности на трение в рабочем органе нагнетателя DN . Механический КПД

Объемные потери DL возникают вследствие утечек жидкости через уплотнения в нагнетателе и перетоков из областей высокого давления в области низких давлений. Объемный КПД:

Гидравлический КПД учитывает гидравлические потери энергии DP г внутри нагнетателя:

КПД нагнетателя равен произведению этих трех КПД:

Для оценки энергетической эффективности системы элетродвигатель-нагнетатель применяется КПД установки:

Энергетическая эффективность применения нагнетателей в инженерных системах зависит от степени рациональности этих систем, методов регулирования подачи перемещаемой среды, качества монтажа и эксплуатации.

• плотность (“тяжесть” жидкости)
• давление насыщенных паров (температура кипения)
• температура
• вязкость (“густоту” жидкости)

2. Объем, который необходимо по­дать (расход) 3. Высота всасывания:разница в уровне между насосом и точкой забора жидкости 4. Высота нагнетания: разница в уровне между насосом и наивысшей точкой, в которую пода­ется жидкость 5. Потери давления на всасывании (потери на трение) 6. Потери давления в напорном тру­бопроводе (потери на трение) 7. Конечное избыточное давление 8. Начальное избыточное давление Когда все эти данные известны, мож­но определить режим работы насоса и выбрать его оптимальную модель.

Характеристики жидкости

Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную инфор­мацию о характеристиках той жид­кости, которая должна подаваться потребителю. Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, ис­пользуется такое понятие, как “плот­ность” или “удельный вес”; этот па­раметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая бук­ва “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м 3). Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давле­ния вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже воз­можно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, воз­можно образование пара и возник­новение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрица­тельные последствия для его харак­теристик и способно вызвать серьез­ные повреждения (смотрите главу о кавитации). Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значе­ние этих потерь можно получить у из­готовителя конкретного насоса. Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает. Расход воды Он определяется как объем, кото­рый должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. При­меняемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м 3 /ч) для насосов средней про­изводительности и, наконец, кубоме­тры в секунду (м 3 /с) для самых мощ­ных насосов. Размеры поперечного сечения тру­бопровода определяются объемом, который должен быть подан потре­бителю при данной скорости потока жидкости “v”:

Геодезическая (статическая) высота всасывания

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной по­верхностью жидкости в наиболее низ­ко расположенном резервуаре, изме­ряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).

Статическая высота подачи (статический напор)

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между выпуск­ным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходи­мо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).

Потери давления на всасывании

Это потери на трение между жидкос­тью и стенками трубопровода и за­висят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления воз­растают во второй степени (рис. 4, поз. 1). Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика. Потери давления в напорном трубопроводе Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).

Конечное избыточное давление

Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна пода­ваться жидкость (рис. 5, поз. 1).

Начальное избыточное давление

Это давление на свободной поверх­ности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (бароме­трическое) давление (рис. 5, поз. 2).

Связь между напором и давлением

Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидко­сти и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м 2) или в паска­лях (Па). Поскольку это очень незна­чительная величина, в практику экс­плуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, наз­ванную баром. Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости: Таким образом, высоту столба жид­костей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте во­дяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц изме­рения давления. Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.
Гидравлическая мощность (P hyd) насо­са определяет объем жидкости, пода­ваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с по­мощью следующей формулы:

Пример

Объем в 35 м 3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопро­воде принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах. Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м 3 и значение уско­рения свободного падения 9,81 м/с 2 . Решение: Общий напор (H): Высота всасывания - 4,00 м Потери напора на всасывании - 0,40 м Высота нагнетания - 16,00 м Потери давления в напорном трубопроводе - 1,30 м Конечное давление: - 2 бара*~20,40м Минус 1 атм**~ -9,87 м Общий напор - 32,23 м Гидравлическая мощность определя­ется по формуле: * В данном примере конечное из­быточное давление дано как абсо­лютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолют­ного вакуума. ** Если конечное избыточное давле­ние дано как абсолютное, то началь­ное избыточное давление необходи­мо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жид­кость. Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращаю­щихся лопаток испытывает положи­тельное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преоб­разуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насо­сах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными ло­патками называют “направляющим аппаратом”. Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давле­ния в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному па­трубку, поскольку гидродинамиче­ское давление, создаваемое рабо­чим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.

Рабочие характеристики насоса

На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”. Из нее видно, что максимальное дав­ление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возраста­ет (увеличивается объем перекачи­ваемой жидкости), высота нагнета­ния падает. Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяет­ся изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H 1 насос бу­дет подавать объем Q 1 и аналогично при H 2 - Q 2 .

Эксплуатационная характеристика насоса

Как уже было показано выше, поте­ри напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности тру­бопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кри­вую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопле­ния, текущая высота нагнетания мо­жет не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.
Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.

Рабочая точка

Рабочая точка – это точка пересече­ния графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например измене­ние проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказы­ваются на характеристики гидроси­стемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Анало­гичным образом изменения в насо­се, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабо­чей точки.

Последовательно включенные насосы

Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последо­вательно включенных одноступенча­тых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желатель­но при проверке состояния насоса. Поскольку неработающий насос соз­дает существенное сопротивление, не­обходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14). Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяет­ся суммой значений высоты нагнета­ния каждого отдельного насоса.

Параллельно включенные насосы.

Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля со­стояния насосов или для обеспече­ния эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомога­тельного или резервного оборудо­вания (например, сдвоенные насо­сы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавли­вать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить об­разование противотока через один из неработающих насосов. Этим тре­бованиям в сдвоенных насосах удо­влетворяет переключающий клапан типа заслонки. Для параллельно работающих насо­сов общая подача (рис. 17) опреде­ляется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.

КПД насоса

КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразова­лась в полезную гидравлическую энергию. На КПД влияют:

• форма корпуса насоса;
• форма рабочего колеса и диф­фузора;
• качество шероховатости поверх­ности;
• уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной поло­стями насоса.

Чтобы потребитель имел возмож­ность определить КПД насоса в кон­кретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудова­ния прилагают к диаграммам рабо­чих характеристик насоса диаграм­мы с графиками характеристик КПД (рис. 18).

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют тео­ретическое влияние диаметра ( d ) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Напор пропорционален диаметру во второй степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит напор в 4 раза. Подача пропорциональна диаметру в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит подачу в 8 раза. Потребляемая мощность пропорцио­нальна диаметру в пятой степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит потребляе­мую мощность в 32 раза.

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют теоре­ тическое влияние частоты враще­ ния (n) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Подача пропорциональна частоте вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в два раза по­высит подачу. Напор пропорционален квадрату ча­стоты вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 4 раза по­высит напор. Потребляемая мощность пропорци­ональна частоте вращения в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 8 раз повы­сит потребляемую мощность.

Потребляемая мощность

P 1 : Мощность, потребляемая электро­двигателем из электросети. У электродвигателей, непосредствен­но присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе цир­куляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности ука­зывается на фирменной табличке с тех­ническими данными. P 1 также можно определить по следую­щей формуле: (3-фазные электродвигатели) (1-фазные электродвигатели) где: V = напряжение (В) I = сила тока (A) cos ϕ = коэффициент мощности (-) P 2 : мощность на валу электродвигателя. В случае, когда электродвигатель и на­сос являются отдельными узлами (вклю­чая стандартные и погружные электро­двигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя. P 3 : Мощность, потребляемая насосом Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощ­ности насоса. В случае непосредствен­ного присоединения электродвигателя к валу насосов: P 3 = P 2 . P 4 : Мощность насоса (P hydraulic) Значение мощности насоса определя­ется по формуле:

Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации

Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуа­тации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не со­впадает с теоретической из-за коэф­фициентов запаса прочности, закла­дываемых в гидросистему. Рабочая точка гидросистемы с насо­сом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы, следовательно, подача обыч­но бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы. Такое несоответствие может соз­дать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может воз­никать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии. Вследствие этого возникает необ­ходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из ука­занных ниже способов:

1. Изменение характеристики гид­росистемы путем прикрытия дрос­сельного клапана (дросселирова­ние) (рис. 22).
2. Изменение характеристики насо­са за счет уменьшения наружно­го диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
3. Изменение характеристики на­соса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).

Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана

Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидроси­стеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического на­пора H dyn), делая кривую характери­стики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка сме­щается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25). В результате снижается потребляе­мая мощность, поскольку центробеж­ные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регули­ровании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить спе­циальные расчеты для оценки рен­табельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.

Модификация рабочего колеса

В тех случаях, когда снижение про­изводительности насоса и напо­ра требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра ра­бочего колеса. При этом протачивают по наружно­му диаметру либо все рабочее коле­со, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД на­соса. Снижение КПД обычно бывает бо­лее значительно в тех насосах, кото­рые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра не­значительно. Когда уменьшение наружного диаме­тра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соот­ношениями: На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра D x с помощью диаграммы характе­ристики “H/Q” в линейных координа­тах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Q x , H x) прямой линией, продолжен­ной до пересечения с характеристи­кой имеющегося насоса (Q, H) в точ­ке “s”. После этого новый диаметр (D x) рассчитывается по следующей формуле: Однако эти зависимости недействи­тельны в случае необходимости значительного снижения произво­дительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить заниже­ние рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаме­тра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение D x , рассчитываемое как указывалось выше. После этого на­сос подвергается испытаниям, после которых можно определить оконча­тельный диаметр. В серийном производстве этого мож­но избежать. Имеются графики ра­бочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непо­средственно по которым можно рас­считать значение D x , используя выше­указанные формулы.

Регулирование частоты вращения

Изменение частоты вращения вы­зовет изменения в рабочих харак­теристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми законо­мерностями, указанными ранее:

Кавитация

Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низ­ким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса. Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптималь­ными для данных условий эксплуа­тации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании ги­дросистемы. Вращение рабочего колеса отбрасы­вает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со сторо­ны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопро­вод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Раз­ряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости. Это разряжение ограничено давлени­ем насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка сни­зить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, по­скольку она начнет закипать. В насосе кавитация возникает тог­да, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже дав­ления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в об­ласти высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31). Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, на­столько серьезно, что может отри­цательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса. Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик ма­териала, из которого оно изготовле­но; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавею­щей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна. Потеря в массе различных материалов (при сравнении за основу взят чугун = 1,0): С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуата­ции. Зачастую повреждение остает­ся не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.

Расчеты по устранению опасности кавитации

Кавитационный запас H max насоса, необходимый для устранения опас­ности кавитации, рассчитывается следующим образом: H max: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный , насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный , для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным. H b: Атмосферное давление со сто­роны насоса; это – теоретиче­ски максимальная высота вса­сывания. Это значение H b зависит от плотно­сти жидкости и значения “g” со сто­роны насоса (рис. 32). H fs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присо­единенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.

NPSH: N et P ositive S uction H ead

Этот параметр отражает минималь­ное давление на всасывании, не­обходимое для безаварийной экс­плуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, зна­чение NPSH будет расти с ростом по­дачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкрет­ного насоса. Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости. H v : Этот параметр отражает давле­ние насыщенного пара перека­чиваемой жидкости. Он вклю­чен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. H v также зависит от плотности жидкости: H s : Этот параметр представляет собой запас прочности, кото­рый должен определяться в конкретных условиях в зависи­мости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практи­ке его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выби­рают равным 2 м.

Как избежать кавитации

Данная аргументация основана на приведенной выше формуле: H max = H b - H fs - NPSH - H v - H s и учитывает влияние каждого из чле­нов уравнения. H max : Насос всегда необходимо уста­навливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасыва­ния. Последний способ часто бывает наиболее дешевым ре­шением. Положительное дав­ление на всасывании, созда­ваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживать­ся как можно более высоким. H b : Этот показатель является по­стоянным при перекачивании определенной жидкости в дан­ном месте. H fs : Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов. NPSH : Следует выбирать насос с наи­меньшим потребным NPSH. H v : Этот параметр может снижать­ся при падении температуры жидкости (температуры окру­жающей среды). H s : Устанавливается индивиду­ально. Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насо­са путем частичного закрытия нагне­тательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требу­емое значение NPSH и H fs , следова­тельно возрастет значение H max .

Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации

Многие предпочитают преобразо­вать формулу в функции NPSH сле­дующим образом: Это дает имеющееся значение NPSH available для данной гидросисте­мы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSH required , указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего на­соса. Таким образом, если NPSH available ≥NPSH required кавитации удается избежать. Однако если NPSH available ≤NPSH required то опасность возникновения кавита­ции сохраняется.

Подключение электродвигателя « GRUNDFOS » в соответствии с обозначением на его шильдике

Расшифровка обозначений : “ - “ означает “от - до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами; “ D “ обозначение соединения обмо­ток электродвигателя по схеме «тре­угольник»; “ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда». 1 х 220-230 / 240 V

1. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
2. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.

3 х 220 – 240D / 380 – 415Y V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
2. Двигатель может быть подклю­чен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
3. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».

3 х 380 – 415D V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
2. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».

К основным техническим показателям нагнетателей относятся: подача, давление (напор), мощность, КПД, вакуумметрическая высота всасывания и частота вращения.

Подача - количество жидкости или газа, подаваемое через сечение выходного патрубка нагнетателя в единицу времени. Для измерения подачи пользуются объемными значениями Q [м 3 /с] и массовыми Q м [кг/с].

Они связаны отношением

где - плотность рабочей среды, кг/м 3 .

Напор (Н) – энергия, сообщаемая нагнетателем единице массы перекачиваемой жидкости или газа.

Для насосов объемного принципа действия в качестве основного параметра обычно указывается не напор, а создаваемое ими полное давление.

Напор и давление связаны отношением

[ ]

Для вентиляторов часто напор указывают в мм.вод. столба – h.

1 мм. вод. ст. = 9,81 Па

1 атм. = 10 м. вод. ст. » 100 кПа (98067 Па).

Мощность и К.П.Д.

Энергия, подводимая к нагнетателю от двигателя в единицу времени, представляет его мощность

Часть энергии теряется в нагнетателе в виде потерь и определяет его К.П.Д. - h наг.

Другая часть энергии, передаваемая рабочей среде в единицу времени определяет полезную мощность нагнетателя, которая пропорциональна давлению и подаче.

Под КПД понимают отношение полезной мощности к затраченной.

Его можно представить в виде произведения трех к.п.д.

h Г - гидравлического КПД, которое характеризует потери мощности на преодоление гидравлических сопротивлений в нагнетателе;

h 0 - объемного КПД, обусловленного утечками рабочей среды внутри нагнетателя;

h мех - механического КПД - от потерь на трение в нагнетателе.

Частота вращения – n [об/мин]

Выбор частоты вращения нагнетателя зависит от таких условий, как тип нагнетателя, ограничения по массам и габаритам, требования в отношении экономичности.

Номинальная частота вращения указывается в паспорте нагнетателя.

Мощность вращательного движения определяется моментом и угловой скоростью (с -1) - w.

[кВт]

Угловая скорость ω и частота вращения n связаны отношением [ - число оборотов в секунду в разных мерах]

Отсюда [кВт]

Вакуумметрическая высота всасывания (Н в).

Для некоторых судовых насосов является важным параметром.

Под вакуумметрической высотой всасывания понимают разность между атмосферным давлением и давлением - на входе в насос, т.е.

Высота всасывания ограничивается минимальным абсолютным давлением min , возникающим в области входа в насос, которое должно быть больше давления насыщения пара перекачиваемой жидкости

В противном случае жидкость в местах возникновения минимального давления вскипает и нормальная работа насоса нарушается.

Мощность насосов, обладающих способностью к всасыванию определяется суммарным напором H = H наг ± Н в

Динамические нагнетатели

Центробежные нагнетатели

3.1.1.Общее устройство и принцип действия

Рассмотрим схему центробежного насоса консольного типа.

При вращении рабочего колеса в центральной части его образуется пониженное давление, вследствие чего жидкость из приемного трубопровода непрерывно поступает в насос через подвод 1, выполненный в виде конического патрубка (конфузора) с прямолинейной осью.

Лопасти рабочего колеса оказывают силовое воздействие на поток жидкости и передают ей механическую энергию. Повышение давления жидкости в колесе создается в основном под действием центробежных сил.

Обтекая лопасти, жидкость движется в радиальном направлении от центра колеса к его периферии. Здесь жидкость выбрасывается в спиральный отводящий канал 12 и направляется в диффузорный выходной патрубок 6, где скорость его снижается и кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную энергию давления.

Движение жидкости в рабочем колесе.

Рабочие характеристики

В рабочем колесе центробежного насоса частицы жидкости движутся относительно самого колеса и, кроме того, они вместе с ним совершают переносное движение.

Сумма относительного W и переносного U движения дает абсолютное движение жидкости, т.е. движение ее относительно неподвижного корпуса насоса. Скорость абсолютного движения V (абсолютная скорость) равна геометрической сумме скорости жидкости относительно рабочего колеса W (относительной скорости) и окружной скорости U рабочего колеса

Абсолютную скорость можно разложить на V u - окружную и V p радиальную.

Первая составляющая определяет напор, вторая подачу насоса. В теории центробежных насосов доказывается, что напор является линейной функцией подачи и зависит от выходного угла наклона лопастей.

Если лопасти загнуты против хода ( < 90 0), то характеристика Н-Q в начале будет восходящей. При радиальных лопастях ( = 90 0) значение напора будет оставаться неизменным, а при > 90 0 , когда лопасти загнуты по ходу, характеристика Н - Q будет падающей.

На судах используются, как правило, центробежные нагнетатели с радиальными лопастями и лопастями, загнутыми по ходу ( > 0).

Эксплуатационные характеристики Н-Q в значительной степени отличаются от расчетных и в области больших подач во всех случаях профилирования лопастей характеристики Н-Q являются падающими.

Под рабочими характеристикам центробежных (лопастных) нагнетателей понимают зависимость напора, мощности, КПД от подачи H = f (Q), N = f (Q), h = f (Q). Снимаются характеристики экспериментально при неизменной номинальной частоте вращения.

Построение характеристики Н - Q для угловой скорости, отличной от номинальной, возможно, используя для этого законы пропорциональности.

Обычно характеристики насосов снимаются при работе на воде, но на работу центробежного насоса большое влияние оказывает вязкость перекачиваемой жидкости. При увеличении вязкости жидкости подача и напор насоса уменьшаются, а мощность возрастает: так КПД h падает от 75% до 35% при переходе от работы на воде до работы на нефти.

3.1.2. Рабочая характеристика

сети трубопроводов

Графическая зависимость потребного напора в сети трубопроводов от расхода при постоянном положении регулирующих органов называется характеристикой сети трубопроводов.

Потребный напор определяется суммой потерь напора

Н с = Н пр + Н г + Н тр + Н м + Н q

где Н пр – напор противодавления, имеется когда в системе есть

резервуар, находящийся под давлением;

Н г - геометрический напор, определяется столбом жидкости,

преодолеваемым насосом со стороны всасывания Н нас и со

стороны нагнетания Н п.

Н тр -потери напора на трение в трубопроводе;

Н м - потери напора на местные сопротивления, обусловленные

наличием в трубопроводе различной арматуры;

Н q - дополнительный потери напора, обусловленные скоростью потока жидкости или газа.

Сумма первых двух составляющих представляет собой статический напор Н со, т.е. постоянную составляющую потери напора в сети

Н со = Н пр + Н г

Остальные три составляющие потерь пропорциональны квадрату скорости потока, а, следовательно, и подаче. Они являются динамической оставляющей сопротивления трубопровода, т.о.

Н е = Н со + Н дин =

где К с – коэффициент сопротивления системы.

3.1.3. Работа насоса на сеть трубопроводов

Имея характеристику насоса и трубопровода, присоединенного к насосу, нетрудно определить режим, который установился в системе насос-трубопровод, т.е. подачу и напор, развиваемые насосом при работе на этот трубопровод.

Во многих случаях, в соответствие с эксплуатационными режимами элементов судовой силовой установки, а также, например, изменением потребления воды в бытовых системах, необходимо регулирование подачи насоса, в частности в сторону ее уменьшения.

Изменение подачи может быть достигнуто:

1. дросселированием;

2. перепуском;

3. изменением частоты вращения;

При первом и втором способах изменяется характеристика системы,

в третьем - насоса.

Дросселирование - осуществляется изменением положения задвижки, установленной вблизи него, на напорном трубопроводе. При частичном закрытии задвижки из рабочей (.)А перешли в (.)В. При этом режиме напор Н в будет складываться из напора Н в ’ , который расходовался бы в сети при полностью открытой задвижке и потерь напора Н 3 в задвижке, следовательно, к.п.д. установки снижается.

Регулирование перепуском осуществляется задвижкой, установленной параллельно насосу.

Поскольку во всем диапазоне регулирования подача насоса будет больше подачи Q A при закрытой задвижке, регулирование перепуском более экономично, чем дросселированием для насосов, у которых с увеличением подачи мощность падает.

Регулирование перепуском, а также дросселированием часто применяют во избежание перегрузки приводного двигателя.

Регулирование изменением частоты вращения приводит к изменению характеристики насоса. Он самый экономичный, но в целом привод дороже, сложнее и менее надежен в эксплуатации. Применяют при необходимости для насосов большой мощности.

Совместная работа насосов на общую систему

Способы регулирования насосов, которые рассмотрены выше, позволяют уменьшить подачу или напор по сравнению с теми, которые обеспечивает насос при работе на номинальной частоте вращения. Однако в процессе эксплуатации возникает необходимость увеличения напора или подачи в системе. Это возможно при последовательном или параллельном включении насосов.

При этом могут применяться насосы с разным напором, но желательно при одинаковой расчетной подаче, в противном случае к.п.д. установки будет низким.

Суммарную характеристику можно представить как характеристику одного насоса, подача которого при данном напоре равна примерно сумме подач обоих насосов. Q A =Q В + Q С

В связи с тем, что с увеличением подачи потери напора в трубопроводе системы возрастают, Q А < Q 1 + Q 2.

Увеличение подачи будет тем существеннее, чем положе характеристика системы. Для параллельной работы наиболее подходящими являются насосы с близким значением напора при нулевой подаче.

3.1.4. Конструкции центробежных насосов. Область применения

Рассмотренный нами центробежный насос имеет одно рабочее колесо с односторонним входом жидкости. Применение нескольких рабочих колес в одном насосе позволяет значительно расширить область использования центробежных насосов и создает ряд конструктивных преимуществ.

Насосы с последовательным соединением рабочих колес называются многоступенчатыми. Напор такого насоса равен сумме напоров отдельных колес (ступеней), а подача равна подаче одного колеса. Все колеса многоступенчатого насоса насажены на общий вал и образуют единый ротор.

Насосы с параллельным соединением колес называются многопоточными. Напор такого насоса равен напору одного колеса, а подача насоса равна сумме подач отдельных колес. Наибольшее распространение получили двухпоточные насосы с рабочим колесом двухстороннего входа, которое представляет собой соединение в одной детали двух обычных колес.

По расположению вала центробежные насосы бывают горизонтальные и вертикальные.

По расположению опор насосы делятся на консольные с опорами, расположенными по концам вала, и моноблочные. У моноблочных насосов рабочее колесо насаживают непосредственно на вал фланцевого электродвигателя; для крепления к электродвигателю насос имеет свой фланец.

Насосы центробежного типа применяют в различных судовых системах:

противопожарной, балластной, осушительной, водоотливной, санитарной. Их используют в качестве охлаждающих в двигателях внутреннего сгорания, грузовых – на танкерах и т.д.

Достоинство центробежных нагнетателей:

Быстроходность;

Небольшие масса и габаритные размеры;

Простота конструкции;

Равномерная подача жидкости;

Сравнительно малая чувствительность к загрязненной жидкости;

Ограниченный напор (возможен пуск при закрытых задвижках).

Недостатки:

Небольшой напор;

Отсутствие самовсасывающей способности.

По требованию Правил Регистра суда должны снабжаться самовсасывающими центробежными насосами или оборудованными системой вакууммирования.

Для общесудовых систем используют центробежные насосы с самовсасывающими устройствами водокольцевого и рециркуляционного типов по ГОСТ 7958 -78.

Осевые нагнетатели

Корпус является проточной частью насоса и представляет собой участок изогнутой цилиндрической трубы. Насос может быть легко встроен в общий трубопровод, к которому он подключен.

Подвод и отвод являются неподвижными элементами. В подводе устанавливается обтекатель 7 для плавного подвода жидкости к лопастям или направляющий аппарат, служащий для устранения закручивания потока, которое может возникнуть вследствие асимметрии потока перед входом в насос. За рабочим колесом располагается выправляющий аппарат, который состоит из неподвижных лопаток. В нем уничтожается закрутка потока и кинетическая энергия потока преобразуется в энергию давления.

Рабочее колесо нагнетателя имеет от двух до шести лопастей. Судовые насосы выполняются с вертикальным и горизонтальным расположением вала, одноступенчатыми (с одним рабочим колесом). По способу крепления лопастей рабочего колеса на втулке различают насосы жестколопастые и поворотнолопастные. Благодаря повороту лопастей изменяется угол атаки, что приводит к изменению подачи при постоянной частоте вращения, при этом напор остается постоянным. Регулирование подачи изменением частоты вращения электродвигателем приводит и к изменению напора. Однако наличие устройства для поворота лопастей значительно усложняет конструкцию насоса.

Регулирование подачи осуществляется изменением частоты вращения или поворотом лопастей, КПД = 0,7 - 0,9..

На основании заданной для вентилятора или насоса подачи и суммарного напора, а для компрессора - подачи и удельной работы сжатия - определяется мощность на валу, в соответствии с которой может быть осуществлен выбор мощности приводного двигателя.

Для центробежного вентилятора, например, формула определения мощности на валу выводится из выражения энергии, сообщаемой движущемуся газу в единицу времени.

Пусть F - сечение газопровода, м2; m - масса газа за секунду, кг/с; v - скорость движения газа, м/с; ρ - плотность газа, м3; ηв, ηп - кпд вентилятора и передачи.

Известно, что

Тогда выражение для энергии движущегося газа примет вид:

откуда мощность на валу приводного двигателя, кВт,

В формуле можно выделить группы величин, соответствующих подаче, м3/с, и напору вентилятора, Па:

Из приведенных выражений видно, что

Соответственно

здесь с, с1 с2 - постоянные величины.

Отметим, что вследствие наличия статического напора и конструктивных особенностей центробежных вентиляторов показатель степени в правой части может отличаться от 3.

Аналогично тому, как это было сделано для вентилятора, можно определить мощность на валу центробежного насоса, кВт, которая равна:

где Q - подача насоса, м3/с;

Нг- геодезический напор, равный разности высот нагнетания и всасывания, м; Нс - суммарный напор, м; P2 - давление в резервуаре, куда перекачивается жидкость, Па; P1 - давление в резервуаре, откуда перекачивается жидкость, Па; ΔН - потеря напора в магистрали, м; зависит от сечения труб, качества их обработки, кривизны участков трубопровода и т. д.; значения ΔН приводятся в справочной литературе; ρ1 - плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; g = 9,81 м/с2 - ускорение свободного падения; ηн, ηп - к. п. д. насоса и передачи.

С некоторым приближением для центробежных насосов можно принять, что между мощностью на валу и скоростью существует зависимость Р = сω 3 и М = сω 2 . Практически показатели степени у скорости меняются в пределах 2,5- 6 для различных конструкций и условий работы насосов, что необходимо учитывать при выборе электропривода.

Указанные отклонения определяются для насосов наличием напора магистрали. Отметим попутно, что очень важным обстоятельством при выборе электропривода насосов, работающих на магистрали с высоким напором, является то, что они весьма чувствительны к снижению скорости двигателя.

Основной характеристикой насосов, вентиляторов и компрессоров является зависимость развиваемого напора Н от подачи этих механизмов Q. Указанные зависимости представляются обычно в виде графиков НQ для различных скоростей механизма.

На рис. 1 в качестве примера приведены характеристики (1, 2, 3, 4) центробежного насоса при различных угловых скоростях его рабочего колеса. В тех же координатных осях нанесена характеристика магистрали 6, на которую работает насос. Характеристикой магистрали называется зависимость между подачей Q и напором, необходимым для подъема жидкости на высоту, преодоления избыточного давления на выходе из нагнетательного трубопровода и гидравлических сопротивлений. Точки пересечения характеристик 1,2,3 с характеристикой 6 определяют значения напора и производительности при работе насоса на определенную магистраль при различных скоростях.

Рис. 1. Зависимость напора Н насоса от его подачи Q.

Пример 1. Построить характеристики Н, Q центробежного насоса для различных скоростей 0,8ωн; 0,6ωн; 0,4ωн, если характеристика 1 при ω = ωн задана (рис. 1).

1. Для одного и того же насоса

Следовательно,

2. Построим характеристику насоса для ω = 0,8ωн.

Для точки б

Для точки б"

Таким образом, можно построить вспомогательные параболы 5, 5", 5"... которые на оси ординат при Q = 0 вырождаются в прямую, и характеристики QH для различных скоростей насоса.

Мощность двигателя поршневого компрессора может быть определена на основании индикаторной диаграммы сжатия воздуха или газа. Такая теоретическая диаграмма приведена на рис. 2. Некоторое количество газа сжимается в соответствии с диаграммой от начального объема V1 и давления P1 до конечного объема V2 и давления P2.

На сжатие газа затрачивается работа, которая будет различна в зависимости от характера процесса сжатия. Этот процесс может осуществляться по адиабатическому закону без отдачи тепла, когда индикаторная диаграмма ограничена кривой 1 на рис. 2; по изотермическому закону при постоянной температуре, соответственно кривая 2 на рис. 2, либо по политропе кривая 3, которая показана сплошной линией между адиабатой и изотермой.

Рис. 2. Индикаторная диаграмма сжатия газа.

Работа при сжатии газа для политропического процесса, Дж/кг, выражается формулой

где n - показатель политропы, определяемый уравнением pV n = const; P1 - начальное давление газа, Па; P2 - конечное давление сжатого газа, Па; V1 - начальный удельный объем газа, или объем 1 кг газа при всасывании, м3.

Мощность двигателя компрессора, кВт, определяется выражением

здесь Q - подача компрессора, м3/с; ηк - индикаторный к. п. д. компрессора, учитывающий потери мощности в нем при реальном рабочем процессе; ηп - к. п. д. механической передачи между компрессором и двигателем. Так как теоретическая индикаторная диаграмма существенно отличается от действительной, а получение последней не всегда возможно, то при определении мощности на валу компрессора, кВт, часто пользуются приближенной формулой, где исходными данными являются работа изотермического и адиабитического сжатия, а также к. п. д. компрессора, значения которых приводятся в справочной литературе.

Эта формула имеет вид:

где Q - подача компрессора, м3/с; Аи - изотермическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3; Аа - адиабатическая работа сжатия 1 м3 атмосферного воздуха до давления Р2, Дж/м3.

Зависимость между мощностью, на валу производственного механизма поршневого типа и скоростью совершенно отлична от соответствующей зависимости для механизмов с вентиляторным характером момента на валу. Если механизм поршневого типа, например насос, работает на магистраль, где поддерживается постоянный напор Н, то очевидно, что поршню при каждом ходе приходится преодолевать постоянное среднее усилие независимо от скорости вращения.

На основании полученных формул определяется мощность на валу соответствующего механизма. Для выбора двигателя в указанные формулы следует подставить номинальные значения подачи и напора. По полученной мощности может быть выбран двигатель продолжительного режима работы.