7.4.17 Нормативные ссылки

В подразделе 7.4 использованы следующие стандарты:

ГОСТ 2.701-84 ЕСКД. Схемы. Виды и типы. Общие требования к выполнению;

ГОСТ 2.780-96 ЕСКД. Обозначения условные графические. Кондиционеры рабочей среды, ёмкости гидравлические и пневматические;

ГОСТ 2.782-96 ЕСКД. Обозначения условные графические. Насосы и двигатели гидравлические и пневматические;

ГОСТ 2.785-70 ЕСКД. Обозначения условные графические. Арматура трубопроводная;

ГОСТ 2.788-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппараты выпарные;

ГОСТ 2.789-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппараты теплообменные;

ГОСТ 2.790-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппараты колонные;

ГОСТ 2.791-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Отстойники и фильтры;

ГОСТ 2.792-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Аппараты сушильные;

ГОСТ 2.793-79 ЕСКД. Обозначения условные графические. Элементы и устройства машин и аппаратов химических производств;

ГОСТ 2.794-74 ЕСКД. Обозначения условные графические. Устройства питающие и дозирующие;

ГОСТ 2.795-80 ЕСКД. Обозначения условные графические. Центрифуги;

ГОСТ 14202-69. Трубопроводы промышленных предприятий.

7.4.18 Библиографический список

1. Волков, А. К. Технологические схемы химико - технологических установок [Текст] : учеб. пособие / А. К. Волков. – Л.: Изд – во Ленингр. технол .ин – т, 1976. – 56 с.

2. Гжиров, Р. И. Краткий справочник конструктора [Текст] : справочник / Р. И. Гжиров. – Л.: Машиностроение,1983. – 464 с.

3. Иоффе, И. Л. Проектирование процессов и аппаратов химической технологии [Текст] / И. Л. Иоффе. – Л.: Химия, 1991. – 352 с.

4. Основные процессы и аппараты химической технологии [Текст]: пособие по проектированию/Г. С. Борисов, В. П. Брыков, Ю. И. Дытнерский и [др] ; под ред. Ю. И. Дытнерского. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Химия, 1991. – 496 с.

5. Правила и примеры выполнения технологических схем [Текст]: метод. указания к курсовому проектированию по процессам и аппаратам хим. и пищ. пр – в / сост. А. В. Логинов, М. И. Слюсарев; Воронеж. гос. технол. акад. – Воронеж, 1999. – 28 с.

6. Методические указания к оформлению расчётно – проектных работ, расчётно – графических работ, курсовых и дипломных проектов [Текст] / сост. Ю. Н. Шаповалов, В. Г. Савенков, Е. В. Вьюшина; Воронеж .гос. технол. акад. – Воронеж, 1998. – 50 с.

7. Правила и примеры выполнения гидравлических и пневматических схем [Текст] : метод. указания к курсовой работе / Воронеж. гос. технол. акад.; Сост. А. В. Логинов, М. И. Слюсарев. - Воронеж, 1999. – 32 с.

8 Примеры выполнения курсовых работ

8.1 Пример выполнения курсовой работы на тему «Выбор насоса и регулирование его работы на сеть»

для конкретной технологической линии, как правило, трудно подобрать насос, полностью удовлетворяющий своими параметрами необходимым условиям работы. В связи с этим необходимо обеспечить такую его эксплуатацию, при которой соблюдались бы заданные технологические параметры процесса. При этом приходится заниматься регулированием работы насоса на сеть.

Ниже предлагается пример гидравлического расчета насосной установки, выбора насоса и регулирования его работы на сеть.

Пусть требуется рассчитать трубопровод, подобрать марку центробежного насоса и отрегулировать его работу на сеть в технологической линии производства питьевого молока.

Молоко насосом 1 перекачивается из автоцистерны 2 через теплообменник 3 типа и счетчик 4 в танк 5 (рисунок 58). В теплообменнике оно охлаждается от t_н =20 ˚С до t_к=0 ˚С рассолом. Давление молока на выходе из трубопровода в танк p_T=0,015 МПа. Расход молока Q_З=3,0∙10^-3 м³/с. Молоко подается по трубопроводу, состоящему из всасывающей и напорной линий, длины которых составляют соответственно l_вс=12 м и l_н=70 м. Длина трубопровода от насоса до теплообменника l'_н=19 м. Максимальная высота подъема молока H=19 м.

Рисунок 58 - Расчетная схема насосной установки

1 Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в него аппаратов

1.1 Разбивка трубопровода насосной установки на участки

Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий. Всасывающая линия - трубопровод от автоцистерны до насоса, по которому молоко поступает с температурой t_н = 20 ⁰С.

Напорная линия - участок трубопровода от насоса до танка с включенным в него теплообменником:

- участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника с температурой молока t_н=20 ⁰С,

- теплообменник, в котором температура молока понижается от t_н=20 ⁰С до t_к=0 ⁰С. для расчёта принимаем среднюю температуру

- участок напорного трубопровода от теплообменника до танка с температурой молока t_к=0 ⁰С.

1.2 Выбор теплофизических характеристик перекачиваемой жидкости

Так как на рассматриваемых участках трубопровода температура молока имеет разные величины, то выбирают значения динамической вязкости и плотности при соответствующих температурах [33]. Полученные данные приведены в таблице 1.

Таблица 60

Характеристика	Температура, 0С
	20	10	0
Динамическая вязкость  . 103, Пас	1,79	2,47	3,55
Плотность , кг/м3	1029	1032	1034

1.3 Уточнение объёмных расходов жидкости,

протекающей через различные участки трубопровода

В связи с тем, что температура молока на различных участках трубопровода неодинакова, различны и объёмы, протекающие по трубам в единицу времени. Для уточнения объёмных расходов используется формула

, (8.1.1)

где Q₃ - заданный расход молока, м³/с; ρ_tн - плотность молока, соответствующая начальной температуре, кг/ м³; ρ_i - плотность молока, соответствующая её температуре на рассматриваемом участке трубопровода, кг/ м³.

участок всасывающего трубопровода, t_н=20 ⁰С.

участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника, t_н=20 ⁰С.

Теплообменник, t_ср=10 ⁰С.

участок напорного трубопровода от теплообменника до танка, t_к = 0 ⁰С.

1.4 Определение диаметров участков трубопровода,

скоростей и режимов движения жидкости в них

Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определяют из уравнения расхода

, (8.1.2)

откуда

, (8.1.3)

где Q - расход жидкости на рассматриваемом участке, м³/с; υ - средняя скорость движения жидкости, м/с.

скорость движения жидкости на всасывающем участке трубопровода выбирают из интервала υ_вс=0,8÷1,1 м/с [29]. принимая υ_вс=0,8 м/с, по формуле (8.1.3) определяют диаметр всасывающего трубопровода

для напорного трубопровода рекомендуемый интервал скоростей υ_н=1,1÷1,5 м/с. принимая υ_н=1,1 м/с, по формуле (8.1.3) определяют диаметр труб на напорном участке

Так как для изготовления трубопровода используют стандартные трубы, то расчётные диаметры всасывающего и напорного трубопроводов необходимо округлить до ближайшего размера по государственному стандарту. Выбирают по ГОСТ 8732-78, ГОСТ 8734-75, ГОСТ 9940-81 для всасывающего участка трубопровода бесшовную трубу из нержавеющей стали диаметром 70×3 мм (d_вн=0,064м), для напорного участка трубопровода – трубу бесшовную из нержавеющей стали диаметром 56×3,5 мм (d_вн=0,049 м) [Приложение К]. эквивалентная шероховатость труб К_эк=0,2 мм.

Поскольку внутренние диаметры стандартных труб отличаются от расчётных, то уточняют значения скорости движения молока на отдельных участках трубопровода, используя уравнение (8.1.2)

(8.1.4)

всасывающий участок трубопровода

напорный участок от насоса до теплообменника

напорный участок от теплообменника до танка

Для теплообменника необходимо рассчитать скорость молока в одной трубке и значение скорости во входном и выходном штуцерах.

В связи с этим используют условное обозначение заданного теплообменника -теплообменник вертикальный, с неподвижными трубными решетками, с кожухом диаметром 600 мм, рассчитанный на условное давление в трубах и кожухе 1,6 МПа, исполнение по материалу М10, обыкновенное исполнение по температурному пределу, с гладкими теплообменными трубами диаметром 25 мм и длиной 2 м, расположенными по сторонам правильного шестиугольника, шестиходовой.

Скорость жидкости в одной трубке:

где f_T - площадь сечения трубок одного хода (рисунок 59), м².

Здесь

где d_вн – внутренний диаметр труб теплообменника, м; n – общее количество труб в аппарате [29], z – число ходов.

Тогда

Рисунок 59 - Размещение труб в трубной решётке теплообменника

Для установления режима движения жидкости в трубах необходимо рассчитать число Рейнольдса

где υ - скорость движения молока на данном участке, м/с; d - внутренний диаметр трубы, м; ρ - плотность молока, кг/м³; μ - динамическая вязкость молока, Пас.

участок всасывающего трубопровода, t_н=20 ⁰С.

участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника, t_н=20 ⁰С.

Теплообменник, t_ср=10 ⁰С.

участок напорного трубопровода от теплообменника до танка, t_к=0 ⁰С.

На всех участках трубопровода режим движения - турбулентный.

1.5 Расчёт сопротивлений трубопроводов и включённых в них аппаратов

Под сопротивлениями понимают потери напора, эквивалентные затратам энергии потока на работу против сил трения, обусловленных вязкостью перекачиваемой среды.

Суммарные потери напора вычисляют по формуле

, (8.1.5)

где h_п.вс. - потери напора на всасывающем участке трубопровода, м; h'_н - потери напора в напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника, м; h_Т - потери напора в теплообменнике, м; h''_н - потери напора в напорном участке трубопровода от теплообменника до танка, м.

Различают два вида потерь напора: потери по длине и потери в местных сопротивлениях.

Потери напора по длине определяют по формуле Дарси-Вейсбаха

, (8.1.6)

где  - коэффициент гидравлического трения на данном участке; l - длина участка трубопровода, м; d - внутренний диаметр трубопровода, м; - скоростной напор на данном участке, м.

Для определения  при турбулентном режиме движения необходимо сравнить абсолютную шероховатость трубы  с толщиной вязкого подслоя . Если , то трубы считают гидравлически гладкими, если же , то трубы - гидравлически шероховатые.

Абсолютную шероховатость  определяют по формуле

, (8.1.7)

где К_эк - эквивалентная шероховатость выбранных труб (из пункта 1.1.4).

Толщину вязкого подслоя находят по формуле

, (8.1.8)

где d - внутренний диаметр трубопровода, м; Re - число Рейнольдса; _гл - значение коэффициента трения для гидравлически гладких труб, которое можно рассчитать в широком интервале чисел Рейнольдса по формуле Конакова

(8.1.9)

или по формуле Прандтля

(8.1.10)

и при Re<10⁵ - по формуле Блазиуса

. (8.1.11)

Потери напора в местных сопротивлениях вычисляют по формуле Вейсбаха

(8.1.12)

где ∑ξ - сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке; υ - скорость жидкости за местным сопротивлением, м/с.

Расчёт сопротивлений (потерь напора) в трубопроводе ведётся отдельно по каждому участку.

Всасывающий участок трубопровода. Потери напора определяют по формуле

, (8.1.13)

где h_l - потери напора по длине на данном участке, м; h_мс - потери напора в местных сопротивлениях, м.

Для расчета коэффициента трения предварительно его значение для гидравлически гладких труб находят по формуле (8.1.9)

рассчитывают толщину вязкого подслоя по формуле (8.1.8)

Абсолютная шероховатость трубы по формуле (8.1.7) составит

Сравнивая величину абсолютной шероховатости с толщиной вязкого подслоя (Δ<δ), приходят к выводу, что всасывающий трубопровод является гидравлически гладким. Следовательно, в данном случае =_гл=0,0225.

Потери напора по длине составят

На рассматриваемом участке трубопровода имеется одно местное сопротивление (рисунок 58) - вход в трубопровод, для которого коэффициент местного сопротивления равен _вс=0,5.

Определяют потери напора в местных сопротивлениях по формуле (8.1.12)

Суммарные потери напора на всасывающем участке составят

h_п.вс=0,187+0,022=0,209 м.

напорный участок трубопровода от насоса до теплообменника. Находят коэффициент трения для гидравлически гладких труб по формуле Конакова

толщина вязкого подслоя на данном участке по формуле (8.1.8) будет равна

Принимают, что абсолютная шероховатость труб, используемых для всасывающей и напорной линий, одинакова.

Толщина вязкого подслоя меньше абсолютной шероховатости, т.е. труба на рассматриваемом участке является гидравлически шероховатой. Тогда коэффициент гидравлического трения  определяют по формуле Френкеля

(8.1.14)

следовательно, =0,0354.

Потери напора по длине по соотношению (8.1.6)

На данном участке имеется одно местное сопротивление (рисунок 58) - плавный поворот под углом 90⁰,- которое представляет собой нормализованный крутоизогнутый штампованный приварной отвод с малым радиусом гиба R_ср=2d_н, где d_н-наружный диаметр трубы. В этом случае коэффициент местного сопротивления _пов рассчитывают согласно [27] как _пов= . При повороте на 90⁰ А=1,0, а при принятом отношении радиуса гиба трубы к ее диаметру B=0,15. Следовательно, _пов=1,0∙0,15=

=0,15.

Потери напора в местных сопротивлениях по формуле (8.1.12)

Суммарные потери напора составят

h'_н=1,774+0,019=1,793 м.

Расчет потерь напора в теплообменнике.

коэффициент гидравлического трения в трубах теплообменника при Re>2300 рекомендуется считать по формуле Блазиуса (8.1.11)

Толщина вязкого подслоя в трубах теплообменника по формуле (8.1.8) составит

Принимают абсолютную шероховатость теплообменных труб такой же, как для всасывающей и напорной линий. Так как толщина вязкого подслоя больше абсолютной шероховатости труб теплообменника, то трубы являются гидравлически гладкими и уточнения коэффициента трения не требуется, т.е. =_гл=0,0456.

Находят потери напора по длине в теплообменных трубах. С учетом формулы (8.1.6)

где l_∑ - длина пути, который проходит молоко в трубках всех ходов теплообменника (рисунок 60), м; l_∑=2^.6=12 м.

расчёт потерь напора в местных сопротивлениях теплообменника.

Для расчета потерь напора в местных сопротивлениях теплообменника необходимо вычислить площади сечения штуцеров, распределительной коробки и площадь поперечного сечения труб одного хода и рассчитать коэффициенты местных сопротивлений.

Для определения площади сечения штуцера принимают его диаметр равным диаметру труб напорного трубопровода, т.е.

Площадь сечения распределительной коробки одного хода теплообменника

где D - внутренний диаметр кожуха теплообменника, м.

Площадь поперечного сечения труб одного хода теплообменника - f_T =0,0113 м² (пункт 1.1.4).

коэффициенты местных сопротивлений в теплообменнике (рисунки 59, 60):

Рисунок 60 - Схема для расчета местных сопротивлений в

теплообменнике

- при выходе потока жидкости из штуцера в распределительную коробку (внезапное расширение)

(8.1.15)

- при входе потока жидкости из распределительной коробки в теплообменные трубы первого хода (внезапное сужение)

(8.1.16)

- при выходе потока жидкости из теплообменных труб в распределительную коробку (внезапное расширение)

- при входе потока жидкости из распределительной коробки в штуцер (внезапное сужение):

Согласно схеме (рисунок 60) можно сделать вывод, что:

ξ₄= ξ ₆= ξ ₈= ξ₁₀ ξ ₁₂= ξ ₂=0,380, ξ₅= ξ₇= ξ₉= ξ₁₁= ξ₁₃= ξ₃=10,0.

Для определения потерь напора в местных сопротивлениях теплообменника необходимо уточнить скорость молока в распределительной коробке аппарата. Из уравнения расхода

Потери напора в рассмотренных местных сопротивлениях теплообменника по уравнению (8.1.12) составят:

-при входе жидкости в распределительную коробку из штуцера

-при входе потока из распределительной коробки в первый ход теплообменника

-при выходе потока жидкости из теплообменных труб в распределительную камеру

-при выходе потока жидкости из распределительной камеры в штуцер

При переходе из одного хода теплообменника в другой поток делает 12 поворотов под углом 90˚. В этом случае коэффициент местного сопротивления равен ξ=1,2. Потери напора рассчитывают по скоростному напору в трубах

Потери напора в местных сопротивлениях теплообменника будут равны

∑h_мс=h_мс.1+h_мс.2z+h_мс.3z+2zh_мс.пов+h_мс.14=0,119+6∙0,0014+

+6∙0,0021+2∙6∙0,0043+0,061=0,253 м.

суммарные потери напора в теплообменнике составят

h_Т= h_lТ+∑h_мс,

h_T=0,093+0,253=0,346 м.

напорный участок трубопровода от теплообменника до танка. коэффициент гидравлического трения по формуле (8.1.9)

толщина вязкого подслоя на участке по формуле (8.1.8)

Так как толщина вязкого подслоя больше абсолютной шероховатости, то труба на данном участке является гидравлически гладкой и, следовательно, =_гл=0,0249.

потери напора по длине по формуле (8.1.6)

На этом участке трубопровода имеется четыре местных сопротивления: счетчик молока, два плавных поворота под углом 90⁰ и выход из труб в танк.

Принимают коэффициент местного сопротивления для счетчика ξ_сч=22,6.

Коэффициент местного сопротивления для плавного поворота на 90⁰ как и раньше принимают равным ξ_пов=0,15.

Коэффициент местного сопротивления для выхода из труб равен ξ_вых=1,0.

Сумма коэффициентов местных сопротивлений на данном участке трубопровода составит

∑ξ= 22,6+2∙0,15+1=23,9,

а потери напора в местных сопротивлениях по формуле (8.1.12) будут равны

Общие потери напора на участке составят

h''_н=3,314+3,056=6,370 м.

Суммарные потери напора в сети

∑h_п = 0,209+1,793+0,346+6,370=8,718 м.

2 Выбор типа и марки насоса

2.1 Обоснование выбора типа насоса

Решающим фактором при выборе типа насоса являются физико-химические свойства перекачиваемой жидкости. С учетом того, что молоко является пищевым продуктом, наиболее подходящим для перекачивания данной жидкости можно считать центробежный насос горизонтальный, одноступенчатый консольный типа X общепромышленного применения¹.

2.2. Описание устройства насоса и назначения его

основных узлов и деталей

Насос типа X состоит (рисунок 61) из рабочего колеса 2, корпуса 4, вала 5, крышки 1 корпуса насоса, являющейся корпусом сальника и опорного кронштейна 6. Подвод перекачиваемой жидкости к насосу осуществляется по оси насоса, отвод – вертикально вверх.

Рабочее колесо закрытого типа, закреплено на валу насоса гайкой 3. На заднем диске рабочего колеса имеются разгрузочные отверстия для уравновешивания осевых сил.

Корпус насоса несущий. Опорная часть корпуса выполнена в виде лап, которые закреплены на фундаментной плите или раме. Уплотнение вала рабочего колеса насоса должно обеспечивать герметичность в процессе его работы, быть стойким к пе-

Рисунок 61 - Схема центробежного насоса типа Х

рекачиваемым средам и обладать хорошей износостойкостью.

Вал вращается в двух подшипниковых опорах, смазываемых консистентной смазкой. Консистентную смазку подают через масленки, расположенные на крышках подшипников.

Направление вращения колеса – по часовой стрелке, если смотреть со стороны двигателя.

2.3 Определение требуемого напора насоса и выбор

марки насоса

Насос при работе должен сообщать протекающей через него жидкости энергию, необходимую для её подъёма на определённую высоту, на преодоление разности давлений в автоцистерне и танке и гидравлических сопротивлений в трубопроводах и аппаратах. Требуемый напор насоса равен

С учетом найденного значения требуемого напора и заданной подачи Q_З=3,0∙10^-3 м³/с=10,8 м³/ч по полю характеристик Q - H насосов типа X определяют марку насоса, соответствующую этим параметрам.

Для H_тр=29,204 м и Q_З=10,8 м³/ч принимают насос марки X 20/31/а-К-СД-У2 ТУ 26-06-1187-85, частота вращения вала рабочего колеса n=48 с^-1 (2900 мин^-1).

основные технические характеристики выбранного насоса приведены в таблице 61.

Расшифровка выбранной марки насоса: горизонтальный центробежный одноступенчатый, с приводом от электродвигателя через упругую муфту, подачей 20 м³/ч, напором 31 м, обточкой «а» рабочего колеса, деталями проточной части из хромоникелевой стали К, двойным сальниковым уплотнением вала СД, климатическим исполнением и категорией размещения – У2 ТУ 26-06-1187-85.

Таблица 61
Типоразмер насоса	Х 20/31/а-К-СД-У2
Диаметр рабочего колеса, мм	155
Подача, м3/ч (л/c)	20 (5,55)
Напор, м	25
Допустимый кавитационный запас, м, не более	4,5
Частота вращения, с-1 (мин-1)	48 (2900)
Мощность (при плотности 1000кг/м3), кВт	2,3
Номер техн. условий	ТУ 26-06-1187-85

2.4 Построение характеристик насоса и сети.

Определение рабочей точки насоса

В связи со сложной формой движения жидкости в проточной части лопастного насоса точно определить рабочие параметры расчётным путём практически невозможно. Действительные характеристики насосов получают путём стендовых испытаний. На практике нашли применение следующие характеристики: рабочая, универсальная (регулировочная), относительная, кавитационная. Одной из наиболее важных характеристик насоса является рабочая характеристика. Это графические зависимости основных технических показателей H, N,  от подачи Q при постоянной частоте вращения, вязкости и плотности перекачиваемой жидкости на входе в насос. Они позволяют определить подачу насоса при заданном сопротивлении - по кривой Q - H; затраты энергии - по кривой Q - N. Кривая Q --служит для оценки экономичности действия насоса и её легко построить на основании расчета. Для полного описания эксплуатационных качеств насоса, включая всасывающую способность, на характеристики наносят кривую Q - H_в.доп(h_доп), которую строят по результатам кавитационных испытаний насоса. Для каждой марки насоса существуют свои характеристики, которые приводятся в специальных каталогах, поэтому, выбрав марку насоса, определяют одновременно рабочие характеристики.

Характеристика сети - это зависимость потребного напора от подачи. Она может быть рассчитана по формуле

H_тр=H_ст+bQ², (8.1.17)

где

Для построения характеристики сети по уравнению (8.1.17) необходимо определить значение коэффициента пропорциональности b. Для этого воспользуемся равенством ∑h_п=bQ²₃, откуда ,

где ∑h_п - потери напора в трубопроводах и аппаратах насосной установки, м, при заданной подаче насоса Q_З, м³/с.

Задаваясь различными значениями Q, по формуле (8.1.17) находят напор сети, соответствующий принятой подаче.

Полученные результаты заносят в таблицу 62.

По рассчитанным значениям строят характеристику сети Q - H_тр, накладывая её на рабочую характеристику насоса Q - H (рисунок 62). Точку А пересечения характеристик насоса и сети называют рабочей точкой насоса, ей соответствуют подача Q_А=3,12^.10^-3м³/с (11,23 м³/ч) и напор H_А=30,03 м.

Таблица 62

Q		Hст., м	bQ2, м	Hтр., м
м3/с	м3/ч
0	0	20,486	0	20,486
0,05. 10-2	1,8	20,486	0,242	20,728
0,10. 10-2	3,6	20,486	0,969	21,455
0,15. 10-2	5,4	20,486	2,179	22,665
0,20. 10-2	7,2	20,486	3,875	24,361
0,25. 10-2	9,0	20,486	6,054	26,540
0,30. 10-2	10,8	20,486	8,718	29,204
0,35. 10-2	12,6	20,486	11,866	32,352
0,40. 10-2	14,4	20,486	15,499	35,985

Рисунок 62 - Рабочие характеристики насоса и трубопровода

Так как полученная подача Q_А=3,12^.10^-3м³/с не равна заданной - Q_З=3,0^.10^-3 м³/с, то необходимо отрегулировать работу насоса на сеть.

2.5 Влияние плотности и вязкости перекачиваемой

жидкости на характеристики насоса

Конструкции консольных насосов позволяют использовать их для перекачки высоковязких жидкостей. Поскольку в паспортах и каталогах на насосы приводят характеристики, полученные при их стендовых испытаниях на воде, то при использовании этих насосов для перекачивания иных жидкостей рабочие характеристики (полученные на воде) необходимо пересчитать с учетом изменения вязкости и плотности. Пересчёт рабочих параметров центробежного насоса с учетом перекачиваемой жидкости возможен двумя путями: по методу подобия или методу струйной теории.

В связи с тем, что вязкость оказывает влияние на напор насоса только при значительном отличии вязкости перекачиваемой жидкости от вязкости воды, то ограничимся пересчетом характеристик Q - , Q - N.

Пересчет характеристики Q -  выполняют по формуле

Полагая ; , получают

. (8.1.18)

Кроме того, характеристику Q - N пересчитывают по формуле

(8.1.19)

Здесь индексы «н» и «в» учитывают параметры насоса при работе на воде и вязкой жидкости соответственно.

Результаты расчетов по приведенным формулам для различных значений Q приведены в таблице 63.

Таблица 63

Q		н.,%	в.,%	Nн., кВт	Nв., кВт
м3/с	м3/ч
0	0	0	0	1,40	1,44
0,5∙10-3	1,8	10,4	10,7	1,44	1,48
1,0∙10-3	3,6	19,9	20,5	1,50	1,55
1,5∙10-3	5,4	27,5	28,4	1,62	1,67
2,0∙10-3	7,2	34,4	35,5	1,72	1,77
2,5∙10-3	9,0	39,9	41,1	1,83	1,89
3,0∙10-3	10,8	44,5	45,9	1,93	1,99
3,5∙10-3	12,6	47,7	49,2	2,05	2,11
4,0∙10-3	14,4	50,5	52,4	2,12	2,19

Уточнённые характеристики насоса нанесены пунктирными линиями (рисунок 62) и использованы далее при регулировании работы насоса на сеть.

3 Регулирование работы насоса на сеть

Способы регулирования работы насоса могут быть различными. В данном примере рассмотрены три варианта регулирования: изменением частоты вращения вала рабочего колеса насоса; обрезкой рабочего колеса насоса; дросселированием.

3.1 Проверка условий обеспечения бескавитационной

работы насоса

При эксплуатации насоса необходимо обеспечить его бескавитационную работу.

Кавитационный запас данной насосной установки должен удовлетворять условию²

Δh≥ Δh_доп , (8.1.20)

где Δh - кавитационный запас насосной установки при данных условиях, м; Δh_доп - допустимый кавитационный запас выбранного насоса, определяемый по рабочей характеристике насоса при заданной подаче (Q_з=3,0^.10^-3м³/с=10,8 м³/ч.), Δh_доп=4,62 м.

Кавитационный запас Δh (м) определяют по формуле

(8.1.22)

где p_о- абсолютное давление на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого ведётся откачивание, Па; p_н - давление насыщенных паров молока при t_н = 20 ⁰С, Па;  - плотность молока при данной температуре, кг/м³; h_вс - геометрическая высота всасывания (знак «+» когда насос работает с подпором), м; ∑h_п.вс - суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода, м.

По Приложению Б давление насыщенных паров воды при t_н = 20 ⁰С равно p_н =2335 Па. По условию задания p_о=p_ат= 1,01^.10⁵Па; кг/м³. С учетом п. 1.1.5 ∑h_п.вс=0,209 м. На основании рисунка 58 полагают h_вс=0 м. Тогда

Таким образом, условие (8.1.20) соблюдается. приняв давление насыщенных паров молока равным давлению насыщенных паров чистой воды, тем самым уменьшили величину ∆h. Поэтому, если бескавитационный режим работы выполняется для p_н по воде, то он тем более будет выполняться для p_н по молоку.

3.2 Регулирование работы насоса на сеть изменением частоты вращения вала центробежного колеса

Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса ведёт к изменению его характеристик и режима работы. Для пересчёта характеристик насоса при другой частоте вращения используют законы пропорциональности, согласно которым

.

Следовательно,

(8.1.23)

Коэффициент пропорциональности определяют по заданному значению подачи Q_з =3,0^.10^-3 м³/с и рассчитанному значению потребного напора насоса H_тр=29,204 м. Пусть точка Д(Q_д; H_д) с координатами Q_д=Q_з и H_д=H_тр находится на характеристике сети. Тогда можно записать, что

Имея значение k, рассчитывают напор при различных подачах, сводят результаты расчёта в таблице 64 и строят параболу подобных режимов H=kQ² (рисунок 63).

Таблица 64
Q103, м3/с	0	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0	5,0
H, м	0	0,0811	3,245	7,301	12,980	20,281	29,204	39,750	51,918	81,112

Парабола подобных режимов H=kQ² пересекает характеристику насоса Q - H в точке В с абсциссой Q_в=3,05^.10^-3 м³/с. Из законов пропорциональности определяют требуемое число оборотов вала центробежного колеса

По законам пропорциональности находят характеристики насоса, соответствующие новой частоте вращения вала рабочего колеса. Результаты расчета представлены в таблице 65.

Допустимый кавитационный запас пересчитывают по формуле

. (8.1.24)

Рисунок 63 - Регулирование работы насоса на сеть

изменением частоты вращения вала центробежного колеса

Мощность, потребляемую насосом при его работе в режиме точки Д, определяют по характеристике Q - N₂: N_2Д=1,89 кВт. Это значение проверяют расчетом по формуле

Таблица 65	hдоп2, м	-	-	-	-	-	-	4,47	4,55	4,64	4,76
	N2, кВт	1,37	1,41	1,47	1,59	1,69	1,80	1,90	2,01	2,09	2,25
	H2 , м	29,98	30,30	30,41	30,37	30,18	29,81	29,22	28,43	27,55	25,48
	Q2∙103, м3/с	0	0,492	0,983	1,475	1,967	2,459	2,950	3,442	3,934	4,917
	, %	0	10,7	20,5	28,4	35,5	41,1	45,9	49,2	52,4	56,3
	hдоп1, м	-	-	-	-	-	-	4,62	4,70	4,80	4,92
	N1, кВт	1,44	1,48	1,55	1,67	1,77	1,89	1,99	2,11	2,19	2,36
	H1, м	31,00	31,33	31,44	31,40	31,20	30,82	30,22	29,40	28,48	26,34
	Q1∙103, м3/с	0	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0	5,0

где значения Q_Д, H_Д и η_2Д определяют по построенным на рисунке 63 характеристикам насоса при n=n₂ мин^-1.

Q_Д=3,0^.10^-3 м³/с, H_Д=29,2 м, η_2Д=0,467,

что совпадает со значением, найденным по характеристике Q - N₂.

3.3 Регулирование работы насоса на сеть обрезкой

рабочего колеса

Обрезкой называют уменьшение наружного диаметра рабочего колеса насоса путём его обтачивания. При этом геометрическое подобие нарушается, поэтому условия подобия и формулы пропорциональности для пересчёта параметров насоса применять нельзя. В этом случае для расчёта характеристик обрезанного колеса используют формулы

(8.1.25)

откуда . (8.1.26)

Уравнение (8.1.26) является уравнением параболы с вершиной в начале координат, которую называют параболой обрезок.

Чтобы определить диаметр обточенного колеса, необходимо построить параболу обрезок, проходящую через режимную точку Д с рассчитанным потребным напором H_д=H_тр =29,204 м и заданной производительностью Q_Д=Q_з=3,0^.10^-3 м³/с (рисунок 64). Коэффициент пропорциональности «с» параболы обрезок находят по параметрам режимной точки Д

Задаваясь различными значениями Q, определяют H, а результаты расчета сводят в таблице 66.

Таблица 66
Q·103, м3/с	0	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0	5,0
H, м	0	0,811	3,245	7,301	12,980	20,281	29,204	39,750	51,918	81,122

Параболу обрезок строят по данным таблицы 66. (рисунок 7). На пересечении параболы обрезок с характеристикой насоса Q - H получают точку В с абсциссой Q_в = 3,05 ∙ 10 ^-3 м³/с. Требуемый диаметр рабочего колеса определяют по формуле

(8.1.27)

где D₂ - диаметр рабочего колеса выбранного насоса до обточки, D₂=155 мм.

По формуле (8.1.27)

При значительной обточке рабочего колеса КПД насоса уменьшается, что ограничивает степень обрезки колеса. Предельная величина обрезки зависит от коэффициента быстроходности n_s, определяемого по формуле

(8.1.28)

где n - частота вращения вала рабочего колеса, мин^-1; Q - подача насоса, м³/с; H - напор насоса, м. n_s рассчитывают для значений подачи и напора в оптимальном режиме, т.е. при максимальном значении КПД. С учетом рисунка 64 и таблицы 61 принимают H=25 м и Q=5,55 ^. 10 ^- 3 м³/с. Следовательно, по формуле (8.1.28)

Р исунок 64 - Рабочие характеристики насоса при регулировании его

работы на сеть обрезкой рабочего колеса

Соотношение диаметров рабочего колеса до и после обрезки

Для полученного значения n_s рассчитанная величина степени обточки меньше рекомендуемой (0,19), поэтому использование регулирования работы насоса обточкой рабочего колеса возможно.

На основании соотношений (8.1.25) пересчитывают параметры работы насоса с обрезанным колесом. Результаты вычислений сведены в таблице 67. для построения мощностной характеристики Q_об - N_об для всех рассчитанных значений Q_об и H_об использована формула

(8.1.29)

При построении характеристики Q_об - _об исходят из того, что КПД насоса при обрезке колеса практически не изменяется. В связи с этим потребляемая насосом мощность при его работе в режиме точки Д, будет такой же, как при регулировании изменением числа оборотов рабочего колеса.

Кавитационные свойства насоса зависят только от условий входа в рабочее колесо, поэтому характеристика насоса Q - Δh_доп при обрезке не изменяется.

3.4 Регулирование работы насоса на сеть прикрытием задвижки (дросселированием) на напорной линии трубопровода

Дроссельное регулирование осуществляют при постоянном числе оборотов рабочего колеса путём введения дополнительного гидравлического сопротивления в напорную сеть трубопровода. Поскольку при полностью открытой задвижке (дросселе) достигается наибольшая для данных условий подача насоса, то при её прикрытии происходит уменьшение подачи и возрастание напора. Требуемый напор в этом случае

Н_тр=H_ст+∑h_п+h_з, (8.1.30)

где h_з - потери напора, обусловленные прикрытием задвижки, м. Приняв требуемый напор H_тр, равным напору в точке В при заданной подаче Q_З=Q_В (рисунок 65), находят потери напора в задвижке из следующего соотношения

h_з=H_в-H_ст-∑h_п,

h_З=30,22-20,486-8,718=1,016 м.

Суммарные потери напора в сети составят при заданной подаче Q_З=3,0^.10^-3 м³/с

∑h_п'= h_З +∑h_п,

∑h_п'=8,718+1,016=9,734 м.

Таблица 67	hдоп.об, м	-	-	-	-	-	-	4,62	4,70	4,80	4,92
	Nоб, кВт	1,37	1,41	1,47	1,59	1,69	1,80	1,90	2,01	2,09	2,25
	Hоб , м	29,98	30,30	30,41	30,37	30,18	29,81	29,22	28,43	27,55	25,48
	Qоб∙103, м3/с	0	0,492	0,983	1,475	1,967	2,459	2,950	3,442	3,934	4,917
	, %	0	10,7	20,5	28,4	35,5	41,1	45,9	49,2	52,4	56,3
	hдоп, м	-	-	-	-	-	-	4,62	4,70	4,80	4,92
	N, кВт	1,44	1,48	1,55	1,67	1,77	1,89	1,99	2,11	2,19	2,36
	H, м	31,00	31,33	31,44	31,40	31,20	30,82	30,22	29,40	28,48	26,34
	Q∙103, м3/с	0	0,5	1,0	1,5	2,0	2,5	3,0	3,5	4,0	5,0

Рисунок 65 - Рабочие характеристики насоса и трубопровода при регулировании работы насоса на сеть дросселированием

Исходя из значения h_З, можно определить степень прикрытия задвижки, необходимую для обеспечения данных условий работы насосной установки. Для этого из формулы (8.1.12) при υ_н=1,592 м/с находят коэффициент местного сопротивления задвижки

Далее определяют степень прикрытия задвижки , которая равна  5,4/8.

Для построения характеристики сети с прикрытой задвижкой необходимо определить новое значение коэффициента пропорциональности b с учетом уравнения

Задаваясь различными значениями подачи насоса, по формуле (8.1.17) определяют соответствующий напор. результаты расчёта приведены в таблице 68 и использованы при построении характеристики трубопровода (рисунок 65).

Точка пересечения В характеристик Q - H насоса и трубопровода Q - будет является рабочей точкой насоса, а его подача Q_В в этом случае будет равна заданной подаче Q_З = 3,0^.10^-3 м³.

Необходимую мощность на валу насоса при подаче Q_В, требуемую для создания напора H_В, рассчитывают по формуле

где _В - КПД насоса, соответствующий подаче Q_В и равный согласно рисунку 65 _В=0,459.

Тогда

Полезная мощность насоса в точке В в соответствии с формулой (4.1) равна

а коэффициент полезного действия насосной установки с прикрытой задвижкой равен

,

откуда

Таблица 68

Q		Hст., м	∑hп', м	Hтр., м
м3/с	м3/ч
0	0	20,486	0	20,486
0,05. 10-2	1,8	20,486	0,270	20,756
0,10. 10-2	3,6	20,486	1,082	21,568
0,15. 10-2	5,4	20,486	2,433	22,919
0,20. 10-2	7,2	20,486	4,326	24,812
0,25. 10-2	9,0	20,486	6,760	27,246
0,30. 10-2	10,8	20,486	9,734	30,220
0,35. 10-2	12,6	20,486	13,249	33,735
0,40. 10-2	14,4	20,486	17,305	37,791

Как видно, регулирование задвижкой на напорном трубопроводе приводит к снижению КПД насосной установки.

Допустимая высота всасывания (т.е. кавитационная характеристика насоса) при работе с прикрытой задвижкой не изменяется.

3.5 Анализ способов регулирования работы насоса на сеть

Чтобы определить целесообразный способ регулирования работы насоса на сеть, необходимо сравнить его параметры (напор, мощность и КПД) при заданной подаче Q_З=3,0^.10^-3 м³/с для всех рассматриваемых способов регулирования. Значения параметров насоса берут из графиков (рисунки 63, 64, 65). Полученные данные приведены в таблице 69.

Таблица 69

Способ регулирования работы насоса	Параметры
	Подача Q, м3/с	Напор H, м	Мощность N, кВт	КПД  ,%
изменение частоты вращения вала рабочего колеса	3,0.10-3	29,204	1,89	46,7
обрезка рабочего колеса	3,0.10-3	29,204	1,89	46,7
дросселирование	3,0.10-3	30,22	1,99	44,4

Сравнивая параметры работы насоса, делают вывод, что наиболее целесообразным способом регулирования работы насоса на сеть является изменение частоты вращения вала рабочего колеса насоса, а также обрезка рабочего колеса, т.к. мощность, затрачиваемая насосом в этих случаях, на 5,3 % меньше, чем мощность при регулировании работы насоса на сеть задвижкой (дросселированием). При этом следует учитывать, что для изменения частоты вращения вала рабочего колеса насоса требуется электродвигатель с регулируемой частотой вращения (двигатель постоянного тока или переменного тока с частотным преобразователем) или специальные устройства (гидромуфты, редукторы и т.п.). Способ регулирования работы насоса обрезкой рабочего колеса требует необратимых конструктивных изменений. Поэтому регулирование работы насоса дросселированием наиболее доступно, хотя и наименее экономично.

Курсовая работа также дополняется разделами касающимися оборудования и особенностей монтажа данной насосной установки, ее эксплуатации и т. п.