3. Методические указания к выполнению курсовой работы

Задания настоящей курсовой работы посвящены выбору электропривода насосов и вентиляторов.

Насосы – это гидравлические машины, преобразующие подводимую к ним механическую энергию в гидравлическую энергию перекачиваемой жидкости.

Вентилятор - воздуходувная машина, предназначенная для подачи воздуха или другого газа под давлением до 15кПа при организации воздухообмена.

Наибольшее применение в системах вентиляции и кондиционирования воздуха гражданских, общественных и промышленных зданий, в системах

7

тепло-, газо- и водоснабжения, в различных теплоэнергетических установках, в химической, добывающей, машиностроительной и других отраслях народного хозяйства получили насосы и вентиляторы центробежного типа. Их отличают высокая производительность, напор и простота конструкции.

В последнее время все большее число насосов и вентиляторов требуют регулирования их производительности. Регулирование производительности центробежных механизмов может быть осуществлено изменением характеристики самого механизма или магистрали. Наиболее простым в реализации и самым распространённым в настоящее время является способ, основанный на изменении результирующего сопротивления магистрали путём дросселирования. При этом способе в нагнетающую сеть вводятся заслонки, задвижки, шибера, дроссель-клапаны и другие подобные элементы. Изменить характеристику центробежного механизма можно также по-разному. Наиболее эффективным, не требующим изменения конструкции, является способ изменения скорости рабочего колеса с помощью регулируемого электропривода. Оба эти способа: и механический (задвижки, заслонки и т.д.) и электрический (регулирование частоты вращения) - находят свою область применения. В курсовой работе в зависимости от исходных данных следует оценить эффективность того или иного способа, а также оценить варианты электрического регулирования. Основным методом оценки служат энергетические показатели.

Порядок расчёта состоит из следующих этапов: выбор насоса (вентилятора), расчёт и выбор электродвигателя и элементов силовых цепей, выбор (если это требуется) системы управления электроприводом, расчёт механических и пусковых характеристик для максимальной и минимальной производительности насоса, расчёт энергетических показателей, выводы.

4. Выбор насоса и вентилятора

Работа насоса характеризуется следующими параметрами: давлением (напор), подачей (производительность), мощностью, КПД, частотой вращения и кавитационным запасом.

Подача насоса Q – объём (масса) жидкости, подаваемой насосом в единицу времени. Подача измеряется в кубических метрах в секунду (м³/с), кубических метрах в час (м³/ч), литров в минуту (л/мин), литров в секунду (л/с). Массовая подача Q_м измеряется в килограммов или тонн в секунду (кг/с, т/с). Если известна массовая подача, то объёмная подача определяется из соотношения

Q = Q_м/ γ, (4.1)

где γ – плотность жидкости, кг/м³.

8

При характеристике насосов различают оптимальную подачу Q_опт – подачу при максимальном КПД насоса (η_макс); номинальную подачу – подачу по техническим условиям на поставку насоса; область подачи Q_мин - Q_макс, при которых полный КПД насоса η_нас ≥ 0,9η_макс. Данные показатели определяются при номинальной частоте вращения рабочего вала механизма ω = ω_н .

Согласно ГОСТ 17398-72 «Насосы. Термины и определения», давление р, развиваемое насосом, измеряется в системе СИ, т.е. в паскалях (Па):

1Па =1Н/м².

В практических расчётах вместо давления используется понятие напора Н, выражаемое в метрах столба перекачиваемой жидкости:

Н = , (4.2)

где Н - напор, м (1мПа = 102 м вод. ст.),

g – ускорение свободного падения, g = 9,8 м/с².

Давление, развиваемое вентиляторами, по ГОСТ 5976-73 также измеряется в паскалях. На практике давление в виде напора выражают условно в миллиметрах водяного столба. Напор в 1мм водяного столба эквивалентен давлению 9,81 Па.

Полный КПД насоса определяется как произведение механического, объёмного и гидравлического КПД :

η_нас = η_м∙ η₀ ∙ η_{г .} (4.3)

Механический КПД (η_м) определяет механические потери на трение в рабочем органе насоса, объёмный КПД (η₀) определяет величину потерь в результате утечек и перетоков жидкости через уплотнения в насосе, гидравлический КПД (η_г) учитывает потери, возникающие в результате гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе.

Насос или вентилятор выбирают по максимальным значениям производительности и напора. Условиями выбора являются соотношения

Q_к ≥ Q_макс и Н_к ≥ Н_макс, (4.4)

где Н_к, Q_к – каталожные значения мощности и производительности.

Максимальные значения Q_макс и Н_макс определяются из технического задания.

9

Так, в заданиях 1 и 3 даны максимальная производительность Q_макс и технические данные магистрали с неизменной конфигурацией последовательно-соединённых участков. Максимальное сопротивление системы здесь определяется с помощью характеристики магистрали:

Н_макс = Н_г + +∑ h_W, (4.5)

где Н_г – геометрическая высота подъёма жидкости, м;

р₂, р₁ – давления в напорной и всасывающей емкостях, Па;

∑h_W – суммарные гидравлические потери в магистрали, м;

γ – удельная плотность среды, кг/м³.

В магистралях, где напорная и всасываемая ёмкости находятся при атмосферном давлении (р₂=р₁=р_а ), формула (4.5) приобретает вид

Н_макс = Н_г + ∑ h_W. (4.6)

Суммарные гидравлические потери:

∑h_W = h_l + h_м , (4.7)

где h_l – потери напора по длине трубопровода, м;

h_м – местные потери в фасонных частях, запорной аппаратуре и др., м.

Гидравлические потери по длине трубопровода определяются по формуле

h_l = =8∙λ ∙Q² , (4.8)

местные потери -

h_м = ∑ = ∙Q² , (4.9)

где l – длина трубопровода, м;

d – внутренний диаметр трубы, м;

v – средняя скорость движения воды, м/с;

Q – расход воды через трубопровод, м³/с;

10

λ – коэффициент потерь напора;

ξ – коэффициент местных потерь.

Значения коэффициентов ξ и λ, определённые экспериментальным путём, даны в справочниках по гидравлике и в приложении 3.

Максимальное сопротивление системы определяется по формулам (4.6) – (4.9) для максимальной производительности Q_макс, т.е.

Н_макс = Н_г + + Q²_макс . (4.10)

В задании 2 (приложение 2) максимальные значения производительности Q_макс и напора Н_макс даны в техническом задании. Особенностью нагрузки здесь является то, что магистраль имеет изменяющуюся с течением времени конфигурацию сети, т.е. описывается уравнением Н_маг = к_i Q²_маг , где к_i – коэффициент, зависящий от фазы цикла.

Насосы, кроме выбора по напору и производительности, дополнительно проверяют на кавитационный запас.

В насосах при достижении определённых условий может возникнуть явление, называемое кавитацией. Кавитация в насосах сопровождается резким шумом, треском и даже вибрацией насосной установки, при этом падает напор, мощность, подача и КПД. Работа в режиме кавитации не допустима.

Основным средством предупреждения кавитации является обеспечение превышения напора на входе в насос над напором, равным давлению насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Это превышение, называемое кавитационным запасом, равно [3]

∆h = - [+/- H₀] + Σ h^В_W, (4.11)

где р_В – абсолютное давление на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого ведется откачивание, Па;

р_t – давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при рабочей температуре, Па;

Σ h^В_W - суммарные потери напора во всасывающем трубопроводе при максимально необходимой подаче, м;

H₀ – геометрическая высота всасывания (геометрического подпора), м.

Величина H₀ равна расстоянию по вертикали от оси вала насоса до уровня жидкости в резервуаре, из которого ее откачивают. Она имеет знак «+» при

11

расположении насоса выше уровня жидкости (высота всасывания) и знак «-» при установке насоса ниже уровня жидкости (подпор).

Обычно принимают (р_B - р_t)/ρg = 10 м, что соответствует наиболее часто встречаемому случаю всасывания воды из открытого водоема при нормальном давлении. В этом случае выражение (4.11) имеет вид

∆h = 10-(+/- H₀) + Σ h_W , (4.12)

Бескавитационный режим работы насосов обеспечивается при соблюдении условия

∆h > ∆h_доп, (4.13)

где ∆h_доп – допускаемый для данного насоса кавитационный запас, м.

Подбор насосов осуществляется с помощью каталогов, в которых обычно приведены сведения о назначении и области применения насосов, краткое описание конструкции, технические и графические Q – H характеристики, чертежи общих видов насосов и насосных агрегатов с указанием габаритов и присоединительных размеров.

При выборе насоса следует учитывать, что требуемые режимы работы (подача и напор) должны находится в пределах рабочей области его характеристики.

Конструктивно насосы можно разделить на одноступенчатые, секционные, одностороннего и двухстороннего входа. Многоступенчатые секционные насосы, например типа ЦНС, отличаются от одноступенчатых числом рабочих колес и применяются в тех случаях, когда необходим высокий напор. В таком насосе напор повышается пропорционально числу колес. Насосы с двухсторонним входом (тип Д) позволяют уменьшить продольную нагрузку на ось рабочего колеса и поэтому используются в насосах с высокими напором и производительностью. Насосы двухстороннего всасывания имеют большую высоту всасывания, чем насосы одностороннего всасывания при тех – же подаче и частоте вращения вала.

Для выбора типоразмера насоса или вентилятора на предварительном этапе следует использовать сводные графики полей Q – H характеристик или универсальные характеристики. Типоразмер насоса выбирают по максимально необходимой подаче и максимальному сопротивлению системы. Следует иметь ввиду, что максимальный напор может не соответствовать максимальной производительности. Уточняют выбор по технической и графической Q – H характеристике каталога данного типа насоса, кривая напора которого должна проходить через точку максимальных параметров или быть несколько выше ее. Там же определяется номинальная

12

частота вращения рабочего колеса и его диаметр. Затем, если нужно, проверяются кавитационные условия.