Инструкции по оборудованию / Upravlenie_nasosnoy_perekachivayuschey_stantsiey_Metodichka_1

выходе рн (вертикальная прямая 1, Рис.1). В действительности с ростом давления рн увеличиваются перетоки из полости нагнетания в полость всасывания, вследствие этого уменьшается объемный к. п.д. и подача насоса (прямая 2).

Вследствие того, что объёмный насос не "чувствует" высокого давления, может произойти авария (разрыв стенки трубопровода, нарушение герметичности и др).

Порядок выполнения работы:

1.Ознакомиться с краткой теорией и описанием стенда. Подготовить стенд к работе. Открыть краны 2, 14, вентиль 5 (используется правая часть стенда). Полностью открыть задвижку Y1. Продублируйте открытые краны и вентили нажатием на них на мнемосхеме.

2.Включить насос М2.

3.Занести в таблицу 1 значения:

•Рнагн по показаниям датчика давления В4; Рвс по показаниям датчика давления В3

•Р=Рнагн – Рвс

•расхода Q по показаниям расходомера В9

•напора Н= Р ; где ρ = 1000 кг/м3 – плотность воды

4.Частично закрыть задвижку Y1 (открытие 90%).

5.Повторить пункты 3-4 для разных процентов открытия задвижки Y1 (c шагом 10%).

6.Выключить насос М2.

7.Построить напорно-расходную характеристику насоса H(Q).

Таблица 1.

131

Лабораторная работа 14. Исследование характеристик трубопроводов с местными сопротивлениями в виде задвижек.

Цель работы: Исследование характеристик трубопроводов при различных режимах течения в круглой трубе.

Краткая теория: Транспортирование жидкостей по трубопроводам осуществляется с помощью нагнетательных устройств (насосов, вентиляторов и т.п.). Для того, чтобы перемещать текучую среду, нагнетательное устройство должно затрачивать некоторую энергию. Эта энергия зависит не только от физических свойств текучей среды, но и от характеристик трубопроводной системы. Эксплуатационные расходы энергии на транспортирование можно существенно сократить за счет выбора оптимальной геометрии трубопроводной системы, что может быть реализовано только после изучения основных закономерностей течения жидкостей и газов по трубопроводам.

Поток жидкости либо газа можно характеризовать объемным расходом Q (м3/с) и средней по сечению трубы скоростью W (м/с). Расходом называется количество жидкости или газа, которое перемещается через поперечное сечение трубопровода в единицу времени. Расход и скорость связаны между собой соотношением

Q=WS; (1)

где S - площадь поперечного сечения трубы. При движении реальных жидкостей и газов часть механической энергии движения необратимо превращается в тепловую. Эта часть энергии называется потерей энергии ∆Е. Потери энергии обусловлены существованием сил вязкого трения в жидкостях и газах, т.е. вязкости. С потерями энергии связаны потери давления ∆рпот и

потери напора ∆hпот=∆рρgпот; где ρ - плотность жидкости; g - ускорение

свободного падения.

Часть мощности, затрачиваемая нагнетательным устройством на транспортирование по трубопроводу текучих сред с расходом Q, определяется выражением

N=∆pпотQ; (2)

Гидравлические потери давления (напора) обычно делят на два вида. Первый вид представляет собой потери давления по длине ∆рдл - потери на трение при стабилизированном движении жидкости в длинных трубах. Эти потери равномерно распределяются по всей длине трубы. Потери второго вида (∆рм) сосредоточены на сравнительно коротких участках трубопроводов и вызываются местными изменениями конфигурации канала. Эти сопротивления называются местными. Примерами местных сопротивлений могут служить участки резкого расширения и сужения трубопровода, места слияния и разделения потоков, различного рода трубопроводная аппаратура (вентили, клапаны, задвижки, дроссели и т.п.). Характерной особенностью движения жидкости через местные сопротивления является образование

132

вихрей в потоке, что вызывает значительные потери энергии (давления, напора).

Таким образом, полные потери давления и напора определяются выражениями:

∆рпот=∆рдл+∆рм ∆hпот=∆hдл+∆hм

Потери по длине для случая установившегося движения жидкости по трубопроводу круглого сечения определяются по формуле:

где λ - коэффициент гидравлического трения (коэффициент потерь напора по длине);

l - длина рассматриваемого участка трубы, м; d - диаметр трубопровода, м;

W - средняя скорость движения жидкости, м/с.

При движении жидкости в трубопроводе могут иметь место различные режимы движения: ламинарный, или параллельно-струйчатый, и турбулентный, или вихревой, при котором образуются вихри, накладывающиеся на основное движение и ведущие к перемешиванию среды. Переход от ламинарного режима к турбулентному происходит при некотором значении безразмерного числа Рейнольдса. Число Рейнольдса, при котором происходит переход из ламинарного режима течения в турбулентный называется критическим и обозначается как ReКР. Как показывают опыты, для труб круглого сечения ReКР=2320. Таким образом, критерий Рейнольдса позволяет судить о режиме течения в трубе. При Re<ReКР течение является ламинарным, при Re>ReКР – турбулентным. Причем при Re=2300-4000 имеет место переходная, критическая область. В потоке наблюдается неустойчивость, порождаемая периодическим возникновением очагов турбулентности и их исчезновением. Вполне развитое турбулентное течение в трубах устанавливается при Re=4000.

скорость воздуха в сечении, Dггидравлический диаметр, Dг= 4 ; где S-

площадь сечения, P- смоченный периметр; - динамическая вязкость жидкости.

Для круглого сечения

Re= ср ; (5)

где d - диаметр трубопровода.

133

Потери во всех случаях определяются по формулам (3) и (4), различие заключается лишь в значениях коэффициента гидравлического трения λ. Этот коэффициент зависит от числа Рейнольдса Re и от безразмерного геометрического фактора - относительной шероховатости Δ/d (или Δ/r0, где r0 - радиус трубы).

Впервые наиболее исчерпывающей работы по определению были даны И.И. Никурадзе, который на основе опытных данных построил график зависимости lg(1000λ) от lgRe для ряда значений Δ/r0. Опыты Никурадзе были проведены на трубах с искусственно заданной шероховатостью, полученной путем приклейки песчинок определенного размера на внутренние стенки трубопровода. Результаты этих исследований представлены на рис.1, где построены кривые зависимости lg(1000λ) от lgRe для ряда значений Δ/r0.

Рис. 1. График Никурадзе

Прямая I соответствует ламинарному режиму движения жидкости. Далее на графике можно рассматривать три области.

Первая область - область малых Re и Δ/r0, где коэффициент λ не зависит от шероховатости, а определяется лишь числом Re (ограничена на рис.1 прямой II ). Это область гидравлически гладких труб. Если число Рейнольдса лежит в диапазоне 4000 <Re<10(d /Δэ) коэффициент λ определяется по полуэмпирической формуле Блазиуса (Δэ - эквивалентная абсолютная шероховатость).

0,3164= 0,25

Для определения существует также эмпирическая формула П.К. Конакова, которая применима для гидравлически гладких труб

1

= (1,8 − 1,5)2

Во второй области, расположенной между линий II и пунктирной линией справа, коэффициент λ зависит одновременно от двух параметров - числа Re и

134

где э - эквивалентная абсолютная шероховатость.

Характерные значения э (в мм) для новых труб из различных материалов приведены в таблице 1. Следует заметить, что у труб из многих материалов эквивалентная абсолютная шероховатость увеличивается со сроком службы.

Таблица 1.

Третья область - область больших Re и Δ/r0, где коэффициент λ не зависит от числа Re, а определяется лишь относительной шероховатостью (область расположена справа от пунктирной линии). Это область шероховатых труб, в которой все линии с различными шероховатостями параллельны между собой. Эту область называют областью автомодельности или режимом квадратичного сопротивления, т.к. здесь гидравлические потери пропорциональны квадрату скорости.

Определение λ для этой области производят по упрощенной формуле Альтшуля:

∆ 0,25

= 0,11 ( э)

или по формуле Прандтля - Никурадзе:

1 = −2 ( ∆э ) √ 3,71

Итак, потери напора, определяемые по формуле Вейсбаха-Дарси, можно определить, зная коэффициент гидравлического сопротивления, который определяется в зависимости от числа Рейнольдса Re и от эквивалентной абсолютной шероховатости э. Для удобства сводные данные по определению λ представлены в таблице 2.

Пользоваться приведенными в табл. 2 формулами для определения коэффициента λ не всегда удобно. Для облегчения расчетов можно

135

воспользоваться номограммой Колбрука-Уайта (рис.2), при помощи которой

136

Рис. 2. Номограмма Колбрука-Уайта для определения коэффициента гидравлического трения

Напорная характеристика трубопровода (сети), есть графическая зависимость потребного (требуемого) напора Нc на входе в сеть от расхода Q движущейся по трубопроводу жидкости:

Hc = Hc(Q)

Характеристика сети складывается из двух составляющих: статической и динамической:

Hc = Нст + Ндин (6)

Статическая составляющая определяется высотой Нгео подачи жидкости, разностью (перепадом) давлений ∆Р = Рнагн – Рвс в точке нагнетания (подачи) жидкости и в точке её всасывания (забора):

Нст = Нгео + ∆Р/ρ (7)

где ρ – плотность жидкости.

Динамическая составляющая характеристики сети определяется потерями напора в трубопроводе, является функцией расхода, имеет вид квадратичной зависимости (8):

Ндин = Ндин(Q) = Hпотерь (8) Hпотерь = k∙Q2 (9)

где k – коэффициент, зависящий от потерь по длине трубопровода и местных сопротивлений (задвижки, колена, клапаны, переходники и т.п.).

Величина местных потерь в зависимости от расхода приводится в справочниках и эксплуатационной документации на запорно-регулирующую арматуру. Величина потерь напора по длине трубопроводов различного диаметра на 100 м длины (h100) из различных материалов также содержатся в справочниках. На практике напорные характеристики трубопроводов часто получают экспериментальным путем, измеряя, например, с помощью манометров, потери напора в трубопроводе при различных расходах жидкости.

В случае если Рвс = Рнагн, например, жидкость забирается из открытого резервуара и подается в открытый резервуар, построение напорной характеристики сети показано на рис. 3.

137

Рис. 3. Характеристика сети.

Для определения параметров рабочего режима совместной работы насоса с данным трубопроводом надо совместить характеристику насоса с характеристикой сети, для этого обе характеристики должны быть вычерчены в одном масштабе (рис. 4). Точка Р пересечения этих кривых и будет рабочей точкой совместной работы насоса и трубопровода (сети). Она должна соответствовать максимальной производительности насоса, работающего на данный трубопровод при полном открытии задвижки на напорной части трубопровода и постоянном числе оборотов вала насоса. Если насос спроектирован или подобран для данной сети правильно, то КПД насоса в точке Р должен иметь максимальное значение. Здесь же необходимо построить графическую зависимость КПД насоса η(Q), что даёт возможность наглядно представить положение рабочей точки Р относительно области максимальных значений КПД насоса и сделать основной вывод о правильности расчёта или подбора насоса.

138

Рис. 4. Определение рабочей точки Р графическим методом.

Одним из основных требований при подборе насоса является обеспечение его работы в рабочем диапазоне (рабочей области), лежащем в пределах 70...120% от номинальной подачи (рис. 5).

Рис. 5. Рабочая область насоса в сети.

Таким образом, предельный расход насоса зависит не только от частоты вращения вала, но и от характеристики сети, в которую он включен. Фактически, изменяя подачу насоса и замеряя при этом значения напора и расхода, мы получим множество рабочих точек, по которым можно построить характеристику сети.

139

Порядок выполнения работы:

1. Ознакомиться с краткой теорией и описанием стенда. Подготовить стенд к работе. Открыть краны 1, 3, 13, вентиль 5 (используется правая часть стенда). Открыть задвижку Y1 на 50%. Продублируйте открытые краны и вентили нажатием на них на мнемосхеме.

Рис. 6.

2.Включить насос М1.

3.Записать значение расхода Q (по показаниям расходомера В9, выразить Q в м3/с по формуле Q[м3/с]=Q[л/мин]/60000) и показания датчиков давления В4 и

В8 Р4 и Р8 соответственно; вычислить H=Р4−Р8 ; где ρ = 1000 кг/м3 – плотность воды. Занести полученные значения в таблицу 3.

4.Изменить частоту вращения вала насоса М1 с помощью СПО.

5.Повторить пункты 3-4 для разных частот вращения М1.

6. Выключить насос М1. По данным таблицы 3 построить напорную характеристику трубопровода H(Q).

7. Проанализировать результаты. Сделать выводы.

Таблица 3. № опыта

Н

Q

140