Насосы С11АЭ,11МТ,11ТС / 11-ТС / 2.Ксерокопии книг / 04.Насосное оборудование АС (постранично)

расход; Vui = z^cosat и vu2 = v2cosa2 — окружные составляющие абсолютной скорости потока на входе в канал и на выходе из него; Rx и R2 — расстояние центра тяжести межлопаточных каналов на входе и выходе из них.

Момент М, действующий на жидкость в колесе, возникает от действия на нее стенок каналов колеса (лопаток и внутренних поверхностей дисков, ограничивающих рассматриваемый объем жидкости). Величина Qu рассматривается как массовый расход жидкости через колесо ObUL = Окр Умножив уравнение момента количества движения на угловую скорость а рабочего колеса, получим работу, совершаемую рабочим колесом за 1 с при воздействии на жидкость, находящуюся внутри него и равную гидравлической мощности N2. Отсюда N2= QM¥a,(vu2R2 ~vu\Rx). Очевидно, что iV2= QKpgHT, где # т — теоретический напор, равный энергии, переданной рабочим колесом единице веса проходящей через него жидкости; QK — объемный расход жидкости в секунду.

Следовательно, QMKgH= Q^{vu2R2 ~vulR{) или Ят = (co/g) (vulRi - VUXRX). Последнее уравнение, называемое основным уравнением лопастных насосов, было получено Эйлером.

При условии подвода жидкости без закрутки потока перед рабочим колесом vulRf= 0. Отсюда теоретический напор Нт = (a>/g)vu2R2.

Движение жидкости на выходе из рабочего колеса создается самим колесом, поэтому момент скорости vu2R2 определяется геометрией его выходных элементов (углом установки на выходе, диаметром и шириной лопастей). Основное уравнение позволяет по заданным основным параметрам насоса определить выходные элементы рабочего колеса.

Схема осевого насоса вертикального исполнения представлена на рис. 1.12. Вода через всасывающую трубу 1 подводится к рабочему колесу 2. Рабочее колесо осевого типа состоит из втулки с закрепленными на ней лопастями. Втулка в верхней части соединена с фланцем вала 4, который вращается в двух радиальных подшипниках. Уплотнением вала служит сальниковое устройство 3.

В рабочем колесе жидкость движется в пространстве, ограниченном диаметром рабочего колеса D0 и его втулки dm. Внутри этого пространства жидкость движется по цилиндрическим поверхностям с окруж-

Для расширения диапазона подач Q и напоров Н при высокой экономичности применяют рабочие колеса с поворотными лопастями. В ядерной энергетике осевые насосы вертикального исполнения с поворотными лопастями типа ОПВ широко применяются в циркуляционных системах для охлаждения конденсаторов турбин и подпитки систем оборотного водоснабжения.

1.5. Подобие лопастных насосов. Коэффициент быстроходности

Метод подобия широко применяется при конструировании и эксплуатации насосов. В условиях эксплуатации этот метод позволяет по известной характеристике насоса получить характеристику при изменившейся частоте вращения или пересчитать характеристику для другого диаметра рабочего колеса (при подрезке колеса). Метод подобия в лопастных насосах основан на геометрическом, кинематическом и динамическом подобиях [20—22].

Геометрическое подобие в гидромеханике означает подобие всех геометрических размеров рабочих колес насоса.

Кинематическое подобие означает, что отношения скоростей всех соответствующих частиц жидкости, участвующих в движении, должны быть равны между собой, а траектории движения в сравниваемых гидравлических элементах — геометрически подобны, т. е. должно быть выполнено условие подобия параллелограммов скоростей в соответствующих точках потока во всех элементах проточной части двух геометрически подобных машин, работающих в одинаковых режимах.

Динамическое подобие означает пропорциональность сил, действующих в соответствующих точках потока. Динамическое подобие в общем виде обуславливается равенством чисел Эйлера, Рейнольдса, Фруда и Струхаля:

где / — характерный линейный размер; t — время.

В условиях эксплуатации подобие одних и тех же насосов выполняется при сохранении характеристик перекачиваемой жидкости.

Учитывая, что геометрически подобные рабочие колеса однотипных на-

так'как из условия кинематического подобия отношение скоростей я2 и v2 пропорционально отношению произведений nD.

Для геометрически подобных рабочих колес с учетом кинематического подобия

В условиях эксплуатации изменение частоты вращения насоса незначительно, а изменение диаметра рабочего колеса одного и того же насоса (при подрезке колеса) допускается не более 15%, при этом значения щ и т]2 в первом приближении равны.

Учитывая это, формулы пересчета можно представить в удобном для ре-

стики формы рабочего колеса в соответствии с заданными параметрами применяется критерий — коэффициент быстроходности насоса [5, 15]:

п. =3,65 n^Q

Я3/4-

Коэффициент быстроходности ns — частота вращения эталонного насоса, геометрически подобного данному, который при напоре 1 м обеспечивает подачу 0,075 м3/с жидкости. Коэффициент быстроходности определяет тип проточной части насоса при оптимальном режиме, т.е. при режиме, соответствующем максимальному значению КПД.

Коэффициент быстроходности многоступенчатых и многопоточных насосов определяется по параметрам одной ступени и одной стороны рабочего колеса по формуле

Г Л А В А В Т О Р А Я

СОВМЕСТНАЯ РАБОТА НАСОСОВ И СЕТИ. ТЕПЛОВЫЕ СХЕМЫ АЭС

2.1. Характеристики насоса и сети

На рис. 2.1 представлено графическое изображение совместной работы насоса и сети. Для перемещения жидкости по трубопроводам насосной установки необходимо затрачивать энергию на подъем жидкости на высоту Нг, на преодоление разности давлений Р г ~ Р\ъ напорной и всасывающей емкостях и суммарных гидравлических потерь 2АП в сети. В сетях, где напорная и всасывающая емкости находятся при атмосферном давлении, очевидно, р2 ~ Р\= 0.

Таким образом, потребный (рабочий) напор насосной установки

быть только одна рабочая точка, координаты которой представляют рабочий напор Яр и подачу Ор. Для нахождения рабочей точки при известной характеристике насоса (характеристика по ТУ или каталогу) необходимо построить характеристику сети при известных Яг, р% и pL Построение характеристики сети выполняется по данным расчета суммарных потерь напора в сети Б/гп при различных значениях расхода Q: 1/гп= А/ + Ам, где /?/— потери напора по длине трубопровода; йм — местные потери (потери в фасонных частях, запорной арматуре и др).

Гидравлические потери по длине трубопровода определяются по форму-

ле

LaL

'dig

где 1 — длина трубопровода; d — внутренний диаметр трубы; v — средняя скорость течения воды; g — ускорение свободного падения; X — коэффициент потерь напора.

Местные сопротивления вычисляют по формуле /гм = Y£p2/2g, где £ — коэф-

ляет собой характеристику Яс.Устойчивая работа насоса в системе "насос — сеть" возможна при

условии нахождения рабочей точки А в нисходящей части характеристики насоса.

Характеристики насоса (рис. 2.2) представляют собой графическое изоб-

pax, подачах и мощностях по всему диапазону характеристик. Полученные характеристики опытного образца пересчитываются для натурного насоса по формулам подобия.

При подборе насоса необходимо учитывать форму напорной характеристики. Крутизна напорной характеристики определяется отношением

Нт •Ht

К•100 ,

нА

2.2. Регулирование режима работы насоса

Регулирование режима работы насоса осуществляется в целях изменения подачи О и напора Я, при этом в той или иной степени изменяются значения мощности N и коэффициента полезного действия насоса г|. Подача Q и напор Я регулируются путем изменения положения рабочей точки, поэтому очевидно, что новое ее положение можно получить изменением характеристики сети и изменением формы и положения ха-

рактеристики насоса [17, 27]. Изменение характеристи-

ки сети осуществляется дросселированием запорно-регули- рующим устройством на напорной линии насосной установки (рис 2.4) Регулирование дросселированием наиболее распространенный, простой, но экономически наименее выгодный способ, так как зна-

чительны потери напора, создаваемого насосом. Как видно из рис. 2.4, положение рабочей точки может быть любым в зависимости от степени закрытия дросселя. По мере закрытия дросселя происходит увеличение сопротивления сети, и характеристика сети изменяет свою форму, смещая рабочую точку А влево в точку В подачей Ов и напором Яд: при этом потери напора в сети увеличиваются на значение /гдр, уменьшая КПД до г|'.

В условиях эксплуатации насосного оборудования на АЭС часто применяется способ регулирования дросселированием путем изменения положения запорного устройства: задвижки шти вентиля. Однако следует при этом учитывать то, что задвижки и вентили являются запорными механизмами, а не регулирующими устройствами. Применение задвижек и вентилей в качестве регулирующего органа приводит к быстрому кавитационному износу их уплотняющих элементов. Поэтому применение запорных устройств для регулирования режи-

ма работы насосов для ответственных гидравлических систем — вынужденная мера.

Изменение характеристик О — Н в центробежных насосах может осуществляться изменением частоты вращения насоса. Частота вращения может регулироваться электродвигателями постоянного тока, асинхронными электродвигателями с фазным ротором, паровыми турбинами, двигателями внутреннего сгорания, электродвигателями с частотным регулированием, гидромуфтами или электромагнитными муфтами. В практике ядерной энергетики в настоящее время для регулирования частоты вращения применяются паровые турбины для привода питательных насосов типа ПТА 3800-75, гидромуфты в насосных агрегатах типа ЦН 60-180 и ЦН 50-135. В других насосных агрегатах, как правило, в качестве привода используются асинхронные элек-

Qi = Q \ n t / n i .

Требуемая частота вращения насоса для заданных значений 0/ и Я/ определяется по формулам

Ui

Мощность насоса для частоты вращения щ равна

г л3 Hl

ni

Регулирование поворотом лопастей рабочего колеса широко применяется в крупных поворотно-лопастных осевых и диагональных насосах, используемых на АЭС в системах циркуляционного водоснабжения для охлаждения конденсаторов турбин. При повороте лопастей, то есть при изменении угла атаки р ло-

пастей, изменяется характеристика насоса (рис. 2.6) и тем самым — режим

закрытой задвижке. Поэтому построение суммарной характеристики I + II должно быть начато от точки К путем сложения абсцисс обеих характеристик, соответствующих точкам с равными напорами. Точка пересечения кривых Нс и суммарной характеристики I + II является рабочей точкой А двух совместно работающих насосов. Если суммарная характеристика насосов и характеристика сети пересекутся выше точки К, то их совместная работа невозможна.

Режим работы каждого насоса при их совместной работе определяется нахождением точек Z) и Е, являющихся точками пересечения линии, проведенной от точки А параллельно оси абсцисс, с характеристиками / и II. Координаты точек D и Е представляют собой подачи и напоры насосов при их совместной работе. Точки В и С пересечения характеристик / и II с характеристикой Нс определяют режим работы каждого насоса при одиночной работе.

Для устойчивой параллельной работы насосов необходимо, чтобы их характеристики были плавно снижающимися.

Построение суммарной характеристики при параллельной работе трех насосов или более выполняется также путем сложения абсцисс каждого насоса. Рабочие точки определяются так же, как и при параллельной работе двух насосов.

В схемах соединения насосов АЭС применяется параллельная работа центробежных и поршневых насосов. На рис. 2.9 представлены напорные характеристики О — Н насосов: центробежного / и поршневого II. Суммарная

са на сеть Нс. У поршневого насоса подача Qu при постоянной частоте вращения двигателя не изменяется от параллельной работы с центробежным насосом, при этом у поршневого насоса увеличивается только мощность вследствие увеличения напора до значения НА в связи с увеличением суммарной подачи до значения 0А. Точка В/ определяет подачу QBI центробежного насоса / при устойчивой параллельной работе. Точки С и Qявляются рабо-