прошлые курсачи по насосам / по курсачу / Насосы 2 / шпоры

11. Харак-ками насосов наз. графики функц. зависимостей напора Н, эффектив. мощности N и КПД от расхода Q; кавитационного запаса от расх, или допустимой геометр. высоты всасыв. от расх, размещенном на одном координатном поле. Харак-ки насосов строят по результатам их испыт., проводимых в лаб. условиях, на спец. стендах. Раб.обл.насоса — это диапазон изменений подачи и напора, соответствующий КПД, которые отличаются от максимального не более, чем на 10% .Кривая, обозначенная на рис. буквой N, называется мощностной характеристикой и показывает функциональ­ную связь мощности и подачи, т. е. N = f_s(Q). Назнач. харак-к: 1. Подбор марки и типа насоса(по расч. расх. и напору). 2.Для подбора электродвиг. 3.Для проектирования трубопровода. 4.Для опред. возможности и целесообразности совмесной раб. насосов на один трубопровод. 6. Для опред. отметки лопаст. насоса относ уровня НБ. 6.При технико-эконом. сравнении вариантов насоса.Характеристики N—Q лопастных насосов различаются между собой в большей степени, чем характеристикиН—Q. Вид характеристик N—Q также зависит от быстро­ходности насосов п_я. Мощность центробежных насо­сов с небольшими значениями n_s увеличивается с возрастанием подачи более существенно, чем мощность более быстроходных насосов. Однако это заключение справедливо лишь при возра­стании подачи до некоторого значения Q, при превышении которого мощность начинает уменьшаться. При N = 0 центробежный насос работает как турбина с постоянной частотой вращения. Как видно из рисунка, значению Н=0 еще соответствует значение N>0, и только при Н<0 значение N= 0. Мощность лопастных насосов с п, = 300 об/мин почти не зависит от подачи, а насосов с n_s>300 об/мин с увеличением подачи уменьшается.

Характеристики осевых насосов Н—Q и N—Q в области ма­лых подач имеют точки перегиба, то есть напор и мощность при увеличении Q вначале уменьшаются, затем воз­растают и вновь уменьшаются. В области А—В характеристики Н—Q насос работает неустойчиво, поэтому эту область назы­вают нерабочей. Рабочую область характеристик определяют по значению КПД насоса.

12. Один из способов изменения характеристик лопаст. насо­сов—использование для их привода двигателей с др. частотами вращения. Однако этот способ име­ет много ограничений. Так, наиб. часто используемые для привода насосов электродвиг. переменного тока (синхрон­ные и асинхронные) имеют стандартную частоту вращения. У асинхронных двигателей частота вращения несколько меньше вследствие скольжения, которое составляет 2-3% соответствующей син­хронной частоты вращения. Кроме того, увеличение частоты вращения насоса вызывает соответствующее повышение давле­ния в нем, на которое его корпус может быть не рассчитан, и ухудшение кавитационных свойств (увеличивается значение допустимого кавитационного запаса), а значительное уменьше­ние частоты вращения насоса существенно снижает эффектив­ность его использования. Несмотря на это, часто для изменения характеристики насоса уменьшают его частоту вращения.

1. Строится парабола подобных режимов. Н=КQ²;

К=Н_р/Q_p; 2. Задаваясь неск. знач. Q опред. соответствующее им знач. Н и по получ. дан. строим параболу,кот. пересеч. исх. харак-ку в точ. А₁ с корд. Н₁ и Q_1. 3.Опред. с граф. корд. подоб. реж. и напор харак-к. 4. По формулам пропорц-ти опред. новую частоту вращ. двиг. n₂ /n₁=Q_p1/ Q_p;

n² ₂ /n² ₁=Н_p1/ Н_p;

n₂= (n₁*Q_p1)/ Q_p;

5. Сравнив. получ. частоту вращ. с дан. n_cт≤n₂ ≤ n_cт+20; Если услов. не выпол-ся, то поступ. по второму способу-обточ. раб. колеса.

13. Центробежные насосы, выпускаемые заводами, имеют максимальный диаметр рабочего колеса. В эксплуатаци­онных условиях, для того, чтобы обеспечить требуемую по­дачу и напор, можно несколько уменьшить наружный ди­аметр рабочего колеса и тем самым изменить положение характеристик.

Пересчет характеристик на обточенный диаметр ра­бочего колеса по формулам подобия производить нельзя, т. к. изменение только одного разме­ра нарушает геометрическое подобие, т. е. насос с умень­шенным диаметром рабочего колеса не будет подобен самому себе.

В связи с этим используют эмпирические формулы об­точки, применимые для насосов с коэффициентом быстро­ходности n_s < 150 об/мин.

Q_об/Q=D_об/D; Н_об/Н=( D_об/D)² ; N_об/N= (D_об/D)³

где Q_o6, Н_об, и N_о6 — подача, напор и мощность обточенного рабочего колеса, имеющего диаметр D_oб. Для насосов с n>150: D₂/ D₁= Q_p1/ Q_p; (D₂/ D₁)²= Н_p1/ Н_p ; D₂= D_1*Q_p1/ Q_p.

Определяем степень обточки и сравниваем ее с допустимой степ. обточ.

14.Хар-ка трубопровод-график показывающий измен. трубопровода в завис. от протекающего по нему расх.,с учетом геометр. напора. Из определения насоса, как гидравлической ма­шины, известно, что он должен передать перекачиваемой жидкости такое количество энергии, чтобы она смогла под­няться на высоту Н_г и преодолеть сопротивление трубопро­вода h_т, т. е. H= Н_г + h_т. А так как суммарные потери напора в трубопроводе h_т=∑ζ*(V²/2*g) 1;V= Q/ ω.

В этих формулах обозначено:

ω — площадь сечения трубопровода, м²;V — средняя скорость движения воды в нем, м/с;

Q — расход, проходящий по трубопроводу, м³/с;∑ζ — сумма коэфф. сопротив.(местных и по длине).h_т=∑ζ*( Q ²/(2*g ω))= С Q ² . Н_тр= Н_г+С Q ²

Точка пересечения характеристики насоса Н и трубо­провода Н (точка А) называется рабочей (режимной) точкой насоса, которая показывает величину расхода Q и напора Н_А, которые фактически обеспечивает система, состоящая изданных насоса и трубопровода. Чтобы уве­личить расход до Q ' необходимо уменьшить сопротивле­ние в трубопроводе (например увеличить трубопровода диаметр). Тогда

рабочая точка переместится в положение А¹. Если тре­буется уменьшить расход, то нужно увеличить потери на­пора в трубопроводе (например прикрытием задвижки) и переместить рабочую точку в положение А¹¹. Этого же результата можно достигнуть, если уменьшать или увели­чивать геодезический напор Н . В этом случае характери­стика турбопровода будет перемещаться паралелыю са­мой себе вниз, или вверх. При помощи построения характеристики турбопровода рассчитывается его диаметр.

15. Характеристики насоса, пересчитанные на мини­мально допустимый диаметр рабочего колеса, наносятся на типовые (рис. 2.12) в виде штриховых кривых. Поле, ограни­ченное сверху и снизу напорными характеристиками, а со сторон границами рабочей области, называют рабочим. Если расчетная точка с заданными подачей и напором попадает в это поле, то насос подобран удачно, т. к. он не только сможет обеспечить требуемые параметры, но и будет это делать наиболее эффективно. С целью облегчения подбора насоса в каталогах приводятся сводные графики рабочих полей центробежных насосов.В случаях, когда заводом-изготовителем не предусматри­вается обточка рабочего колеса насоса, то рабочее поле ог­раничивается рабочей областью на напорной характеристи­ке в виде отрезка кривой.У осевых насосов уменьшение диаметра рабочего коле­са недопустимо. Однако положение напорной характерис­тики изменяется при изменении угла установки лопастей. Следовательно, рабочее поле выделяется на частной ха­рактеристике каждой марки осевого насоса и переносится на сводный график.Сводные графики рабочих полей лопастных насосов облег­чает их подбор для обеспечения заданных расхода и напора.

16. В случаях, когда по условиям эксплуатации подачи одно­го насоса недостаточно, применяют совместную работу двух, пли больше, насосов, которые одновременно подают воду в один и тот же бак. Такое соединение насосов можно осуще­ствить либо по схеме "а", либо по схеме "б" (рис. 2.19).

Параллельная работа насосов по схеме "б" предпочти­тельнее потому, что имеется экономия труб, т. к. вместо двух ниток напорных трубопроводов предусматривается одна. Однако, увеличение расхода, проходящего по этому трубопроводу, того же ди­аметра, влечет за собой возрастание потерь напо­ра в нем, что приводит к недодаче (дефициту) рас­хода по сравнению со схе­мой "а".

Правила построения: Выдел. область общ.напоров.В обл. общ. напоров расходы алгебраически слаж. при одинак. знач. напора. Н-Q_1-2-суммар. хар-ка. Причина возник. деф. подачи: напор. трубопр.не в состоянии пропустить двойной расх. всвязи с увелич. потерь напора в нем. Графики.Дан. насосы не могут парал-но раб. т.к. не имеют обл. общ. напоров. Рекоменд. при проектир. парал-й раб. насосов: 1).на один трубопр. подключ. не бол. 3 насосов. 2). Отдавать предпочтение насосам с полог. харак-ми.

17. При соединении насосов по схеме "а" необходим промежуточ­ный резервуар и подачи обеих насосов должны быть равны. Сх.б - два насоса рас­положены рядом и напорный патрубок первого из них соединен короткой трубой со всасывающим патрубком второго насоса. Однако следует иметь в виду то, что при последователь­ной работе насосов на общий напорный трубопровод второй насос испытывает большое давление, на которое он не рас­считан. Для постр. суммар. харак-ки послед. раб. насосов необхо­димо сложить ординаты напор.харак-к этих насосов при одной и той же подаче. Ординаты суммар.кривой в случае двух пос­ледовательно работаю­щих насосов одной мар­ки получены путем удвоения ординат напорной харак-ки Н — О (т .к .их напорные характеристи совпадают), а в случае двух пос­ледовательно работаю­щих насосов разных марок путем сложения ординат кривых при одной и той же подачи. В обеих случаях фактическая подача последовательно работающих насосов, соответствующая рабочей точке А будет равна Qa_l+2, т. к. характеристика трубопровода Нтр именно в этой точке пересекает суммарную кривую. Од­нако во втором случае Qа₁₊₂ больше чем максимальная подача первого насоса на величину dQ, тогда как второй насос эту подачу обеспечивает. Значит первый насос дол­жен работать с перегрузкой, на которую ни он, ни его двигатель не рассчитан. Ха­рактеристику совместной работы насосов строят следую­щим образом РИС. При заданных характеристикахнасоса 1, от­неся ее к точке Д (точке присоединения трубопровода к насо­су 2). Для этого из ординат кривой аб вычитают гидрав­лические потери на участке 1 — Д, пользуясь характери­стикой этого трубопровода (кривая еж). Полученные таким образом ординаты дроссельной характеристики насоса 1 (кривая аи) складывают с ординатами характеристики насоса 2 и получают суммарную характеристику совмест­ной работы насосов 1 и 2 (кривая кл). Построив из точки з характеристику напорного трубопровода от насоса 2 до резервуара (кривая зм), находят рабочую точку А данной системы трубопроводов и насосов. Как определить напор, развиваемы каждым из насосов, видно из рис. 2.25. Если в точках 1 и 2 установлено несколько (два или три) парал­лельно работающих насосов, то вместо характеристик од-набочных наосов (кривые аб и вг) наносят суммарные ха­рактеристики параллельно работающих в данных точках насосных установок и далее поступают так же, как было описано выше.

18.Кавитация-это процесс нарушения сплошности жидкости, в тех местах, где давление снижается до критического. Под критическим давлением понимается давление парообразования жидкости. При кавитации, снижаются все параметры насоса(расход, напор, мощность),во время кавитации, на рабочем колесе –образуются пузырьки, заполненные парами жидкостями. Передвигаясь по рабочему колесу пузырьки попадают в область повышенного давления. В области повышенного давления, пары жидкости практически мгновенно растворяются, в результате чего частички жидкости окружающие пузырьки, устремляются на встречу друг другу и сталкиваются. При столкновении частиц с жидкостями, возникает локальные гидроудары.

Виды кавитации: 1)Профильная 2)Щелевая 3)Шероховатая.

Причины кавитации в насосах:1) завышение высоты всасывания; 2)большое сопротивление во всасывающей линии; а) большая протяжённость всасывающего трубопровода; б) малый диаметр; в) большое количество поворотов; г) местное сопротивление; 3)Высота температуры перекачки жидкости; 4)низкое давление на поверхности воды в нижнем бьефе.

19.Допустимая высота всасывания- это такая высота установки насоса относительно уровня воды в нижнем бьефе, по причине которой возникает явление кавитации.

Крайнее условия момента кавитации: hв – допустимая высота всасывания.

– допустимая высота всасывания.

h_тв - рассчитывается по формуле.

20. Кавитация в насосе не возникает при∆h≤∆h_доп. . Это усло­вие выполняется в том случае, когда при любых эксплуатацион­ных уровнях воды в источнике геометрическая высота всасыва­ния насоса ∆h_B не превышает значения ∆h_в.доп.:,h_B<h_в.доп..,Используя выражения (3.49), (3.50) и учитывая, что

H^вак=h_в+v²_в/(2g)+h_{w вс},/можно записатьh_в.доп= H^вак_доп – v²_в/(2g)- h_{w вс}

где h_w вс — потери напора во всасывающей магистрали насосной установ­ки, м. Подставляя в выражение выражение , получаем

h_в.доп=H_а – H_n - ∆h_.доп - h_{w вс.}

где H_а и H_n — напоры в месте установки насоса, м; ∆h_.доп — допустимый кавитационный запас, м, значение которого берут из каталогов.

У крупных лопастных насосов, имеющих стандартные вса­сывающие коммуникации, потери напора h_WBc уже учтены в кавитационных характеристиках. Поэтому допустимая высота всасывания для них. ∆h_в.доп= H_а – H_n - ∆h_.доп Допустимая отметка установки насосаУН_доп. = УВИ_min + h_в.доп.

где УВИ—минимально возможный уровень воды в источнике в процессе эксплуатации насоса, м.

Насос будет нормально работать в бескавитационном режи­ме, если отметка его установки не превысит допустимую.