Расчет трубопровода, выбор центробежного насоса. Методы регулировки его работы в схеме циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов. Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в него аппаратов. Разбивка трубопровода насосной установкой на участки.
Рассчитать трубопровод, подобрать марку центробежного насоса и отрегулировать его работу на сеть в схеме циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов. Вода насосом 1 перекачивается из резервуара 2 через теплообменник 3 в стерилизующий аппарат 4. Всасывающая линия - трубопровод от резервуара до насоса, по которому вода поступает с температурой тн = 17 0С.
Введение
Рассчитать трубопровод, подобрать марку центробежного насоса и отрегулировать его работу на сеть в схеме циркуляционной мойки резервуаров и трубопроводов.
Вода насосом 1 перекачивается из резервуара 2 через теплообменник 3 в стерилизующий аппарат 4. В теплообменнике вода нагревается от тн до tk насыщенным водяным паром. Давление воды в моечной головке рк. Расход воды Q. Вода передается по трубопроводу длиной l=lвс lн. Длина трубопровода от насоса до теплообменника l’н, высота подпора hвс, максимальная высота подъема Н. Значения V, H, hвс, lвс, lн, l’н выбрать по таблице 18. Значения тн, tk, рк, обозначение теплообменника выбрать по таблиц 19. [1]
Q = 9,0•10-3 м3/с
H = 13 м hвс = 2 м lвс = 10 м lн = 120 м l’н = 11 м тн = 17 0С tk = 93 0С рк = 0,4 МПА теплообменник 325ТНВ-1,6М1-0
25Г-4Ш-2
1. Расчет сопротивлений трубопровода и включенных в него аппаратов
1.1 Разбивка трубопровода насосной установкой на участки
Трубопровод состоит из всасывающей и напорной линий. Всасывающая линия - трубопровод от резервуара до насоса, по которому вода поступает с температурой тн = 17 0С.
Напорная линия - участок трубопровода от насоса до стерилизующего аппарата с включенным в него теплообменником: · Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника с температурой тн = 17 0С;
· Теплообменник, в котором температура воды повышается от тн = 17 0С до tk = 93 0С. Для расчета принимаем среднюю температуру:
· Участок напорного трубопровода от теплообменника до стерилизующего аппарата с температурой воды tk = 93 0С.
1.2 Выбор теплофизических характеристик перекачиваемой жидкости
Так как на рассматриваемых участках трубопровода температура воды имеет разные величины, то выбирают значения динамической вязкости и плотности при соответствующих температурах [1]. Полученные данные приведены в табл.1
1.3 Уточнение объемных расходов жидкости, протекающей через различные участки трубопровода
В связи с тем, что температура воды на различных участках трубопровода неодинакова, различны и объемы, протекающие по трубам в единицу времени. Для уточнения объемных расходов используется формула 1: Qi=Qз• (1) где Qз - заданный расход воды, м3/с;
?tн - плотность воды, соответствующая начальной температуре, кг/м3;
?i - плотность воды, соответствующая ее температуре на рассматриваемом участке трубопровода, кг/м3.
Участок всасывающего трубопровода, тн = 17 0С.
Q1 = Qз = 9,0•10-3 м3/с.
Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника тн=17 0С
Q2 = Qз = 9,0•10-3 м3/с.
Теплообменник, тср = 55 0С. м3/с
Участок напорного трубопровода от теплообменника до стерилизующего аппарата, tk = 93 0С. м3/с
1.4 Определение диаметров участков трубопровода скоростей и режимов движения жидкости в них
Диаметры всасывающего и напорного трубопроводов определяют из уравнения расхода: Q=? (2) d= (3)
Скорость движения жидкости на всасывающем участке трубопровода выбирают из интервала ?вс=0,8?1,1 м/с. Принимаем ?вс=0,8 м/с определяем диаметр всасывающего трубопровода по формуле 3: dвс= = 0,120 м
Для напорного трубопровода рекомендуемый интервал скоростей ?н=1,1?1,5 м/с. Принимая ?н=1,1 м/с определяем диаметр труб на напорном участке: dн= = 0,097 м
Так как для изготовления трубопровода используют стандартные трубы, то расчетные диаметры всасывающего и напорного трубопроводов необходимо округлить до ближайшего размера по государственному стандарту. Выбирают по ГОСТ 8732-78, ГОСТ 8734-75, ГОСТ 9970-81 для всасывающего участка трубопровода бесшовную трубу из углеродистой стали диаметром 133?7мм ( dвс=0,119 м ), для напорного участка трубопровода трубу бесшовную из нержавеющей стали диаметром 108?6 мм ( dн=0,096 м ).[1] Эквивалентная шероховатость труб Кэк=0,2 мм [2].
Поскольку внутренние диаметры стандартных труб отличаются от расчетных, то уточняют значения скорости движения воды на отдельных участках трубопровода: ?= (4)
Всасывающий участок трубопровода: ?вс= = 0,809 м/с
Напорный участок от насоса до теплообменника: ?н= = 1,244 м/с
Напорный участок от теплообменника до стерилизующего аппарата: ?н"= = 1,290 м/с
Для теплообменника необходимо рассчитать скорость воды в одной трубке и значение скорости во входном и выходном штуцере [1].
В связи с этим используют условное обозначение заданного теплообменника: 325ТНВ-1,6М1-0
25Г-4Ш-2
- теплообменник вертикальный с неподвижными трубными решетками, с кожухом диаметром 300 мм, рассчитанный на условное давление в трубах и кожухе 1,6 МПА, исполнение по материалу М1, обыкновенное исполнение по температурному пределу, с гладкими теплообменными трубами диаметром 25 мм и длиной 4 м, расположенными по сторонам правильного шестиугольника, двухходовой [1].
Рисунок 2 - Размещение труб в трубной решетке теплообменника.
Скорость жидкости в одной трубке: ?T= (5) где FT - площадь сечения трубок одного хода, м2..
Для установления режима движения жидкости в трубах необходимо рассчитать число Рейнольдса:
(7) где ? - скорость движения воды на отдельном участке, м/с;
d - внутренний диаметр трубы, м;
? - плотность воды, кг/м3;
? - динамическая вязкость воды, Па•с.
Участок всасывающего трубопровода, тн=17 0С
Участок напорного трубопровода от насоса до теплообменника тн=17 0С
Теплообменник, тср = 55 0С
Участок напорного трубопровода от теплообменника до стерилизующего аппарата, tk = 93 0С
На всех участках трубопровода режим движения - турбулентный.
1.5 Расчет сопротивлений трубопроводов и включенных 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) где hп.вс - потери напора на всасывающем участке трубопровода, м;
h’н - потери напора в напорном участке трубопровода от насоса до теплообменника, м;
HT - потери напора в теплообменнике, м;
h”н - потери напора в напорном участке трубопровода от теплообменника до стерилизующего аппарата, м.
Различают два вида потерь напора: потери по длине и потери в местных сопротивлениях.
Потери напора по длине определяют по формуле Дарси-Вейсбаха [1]: (9) ? - 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 не обходимо сравнить абсолютную шероховатость трубы ? с толщиной вязкого подслоя ?. Если ?>?, то трубы считаются гидравлически гладкими, а если же ?<?, то трубы - гидравлически шероховатые.
Абсолютную шероховатость ? определяют по формуле [1]
(10) где Кэк - эквивалентная шероховатость выбранных труб.
Толщину вязкого подслоя находят по формуле: (11) d - внутренний диаметр трубопровода, м;
Re - число Рейнольдса;
? - значение коэффициента трения для гидравлически гладких труб, которое можно рассчитать в широком интервале чисел Рейнольдса по формуле Конакова : (12) или по формуле Прандтля: (13) и при Re<105 - по формуле Блазиуса: (14)
Потери напора в местных сопротивлениях вычисляют по формуле Вейсбаха: (15)
- сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке;
? - скорость жидкости за местным сопротивлением, м/с.
1.5.1 Всасывающий участок трубопровода
Потери напора определяются по формуле: (16) hl - потери напора по длине на данном участке, м;
hmc - потери напора в местных сопротивлениях, м.
Значение коэффициента трения для гидравлически гладких труб находят по формуле 12: Рассчитываем толщину вязкого подслоя по формуле 11: м
Абсолютная шероховатость поверхности по формуле 10 равна: м
Сравнивая величину абсолютной шероховатости с толщиной вязкого подслоя (?>?), приходим к выводу что всасывающая труба является гидравлически шероховатой. Тогда коэффициент гидравлического трения определяют по формуле Френкеля [1]: (17)
Тогда ?=0,0274.
Потери напора по длине по формуле 9 составят: м
На рассматриваемом участке трубопровода имеется три местных сопротивления (рис.1) - вход в трубопровод, для которого коэффициент местного сопротивления равен ?вс=0,5 и два плавных поворота под углом 900, которые представляют собой нормализованные кругоизогнутые штампованные приварные отводы с малы радиусом изгиба Rcp=2dн, где dн - наружный диаметр трубы [1]. В этом случае коэффициент местного сопротивления ?пов рассчитывают согласно [1] как ?пов=А*В. При повороте на 900 А=1,0, а при принятом отношении радиуса изгиба трубы к ее диаметру В=0,15.
Следовательно ?пов=1,0*0,15=0,15
Сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке составит: Определяем потери напора в местных сопротивлениях по формуле 15: м
Суммарные потери напора на всасывающем участке по формуле 16 составят: м
1.5.2 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 11 будет равна: м
Принимаем, 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 по формуле 17 составит: Тогда ?=0,0286.
Потери напора по длине по соотношению 9: м
На данном участке имеется одно местное сопротивление (рис.1) - плавный поворот под углом 900. Коэффициент местного сопротивления для плавного поворота на 900 ?пов=0,15.
Потери напора в местных сопротивлениях по формуле 15: м
Суммарные потери напора составят: м
1.5.3 Расчет потерь напора в теплообменнике
Коэффициент гидравлического трения в трубах теплообменника при Re>2300 рекомендуется считать по формуле Блазиуса [1]: Толщина вязкого подслоя в трубах теплообменника по формуле 11 составит: м
Принимают абсолютную шероховатость теплообменных труб такой же, как всасывающей и напорной линий. Так толщина вязкого подслоя меньше абсолютной шероховатости труб теплообменника, то трубы являются гидравлически шероховатыми. Тогда коэффициент гидравлического трения: Тогда ?=0,0462.
Находим потери напора по длине в теплообменных трубах: (18) где L? - длина пути, который проходит вода в трубах всех ходов теплообменника, м; L?=4*2=8 м. м
1.5.4 Расчет 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 [1].
Для определения площади сечения штуцера принимают его диаметр, равным диаметру труб напорного трубопровода, т. е. м2
Площадь сечения распределительной коробки одного хода теплообменника:
(19) где D - внутренний диаметр кожуха теплообменника, м. м2
Площадь поперечного сечения труб одного хода теплообменника: FT=0,00969 м2
Коэффициенты местных сопротивлений в теплообменнике
Рисунок 3 - Схема для расчета местных сопротивлений в теплообменнике
· При выходе потока жидкости из штуцера в распределительную коробку (внезапное расширение): (20)
· При входе потока жидкости из распределительной коробки в теплообменные трубы первого хода (внезапное сужение): (21)
· При выходе потока жидкости из теплообменных труб в распределительную коробку (внезапное расширение): (22)
· При входе потока жидкости из распределительной коробки в штуцер (внезапное сжатие): (23)
Согласно схеме (рис.3) можно сделать вывод, что: ?4=?2= 0,363 ?5=?3= 6,990
Для определения потерь напора в местных сопротивлениях теплообменника необходимо уточнить скорость в распределительной коробке аппарата. Из уравнения расхода: (24) м/с
Потери напора в рассмотренных местных сопротивлениях теплообменника согласно уравнению 15 составят: · при входе жидкости в распределительную коробку из штуцера: м
· при входе потока из распределительной коробки в первый ход теплообменника: м
· при выходе потока жидкости из теплообменных труб в распределительную камеру: м
· при выходе потока жидкости из распределительной камеры в штуцер: м
При переходе из одного хода теплообменника в другой поток делает четыре поворота под углом 900. В этом случае коэффициент местного сопротивления равен ?=1,2 [1]. Потери напора рассчитывают по скоростному напору в трубе: м
Потери напора в местных сопротивлениях теплообменника будут равны: (25) м
Суммарные потери напора в теплообменнике составят:
(26) м
1.5.5 Напорный участок трубопровода от теплообменника до стерилизующего аппарата
Коэффициент гидравлического трения по формуле 12: Толщина вязкого подслоя на участке по формуле 11: м
Так как толщина вязкого подслоя меньше абсолютной шероховатости, то труба на данном участке является гидравлически шероховатой: Тогда ?=0,0275.
Потери напора по длине по формуле 9: м
На этом участке трубопровода имеется шесть местных сопротивлений: пять плавных поворотов под углом 900 и выход из трубопровода в стерилизующий аппарат. Коэффициент местного сопротивления для плавного поворота на 900 ?пов=0,15. Коэффициент местного сопротивления для выхода из труб равен [2] ?вых=1,0
Сумма коэффициентов местных сопротивлений на участке составит: А потери напора в местных сопротивлениях по формуле 15 будут равны: м
Общие потери напора на участке составят: м
Суммарные потери напора в сети: м
2. Выбор типа и марки насоса насос трубопровод центробежный резервуар
2.1 Определение требуемого напора насоса и выбор марки насоса
Насос при работе должен сообщать протекающей через него жидкости энергию, необходимую для ее подъема на определенную высоту, на преодоление разности давлений в резервуаре и стерилизующем аппарате и гидравлических сопротивлений в трубопроводах и аппаратах. Требуемый напор насоса равен: м
С учетом найденного значения требуемого напора и заданной подачи Qз=9,0*10-3 м3/с=32,4 м3/ч по полю характеристик Q-H насосов типа Х [1], определяем марку насоса соответствующую этим параметрам.
Для НТР=58,178 м и Qз=32,4 м3/ч принимаем насос марки Х 80-50-250К, частота вращения вала рабочего колеса n=48 с-1 (2900мин-1).
Основные технические характеристики выбранного насоса приведены в табл.2.
Таблица 2 Основные технические характеристики насоса Х 80-50-250К
Типоразмер насоса Х 80-50-250К
Диаметр рабочего колеса, мм -
Подача, м3/ч (л/с) 50 (13,9)
Напор, м 80
Допустимый кавитационный запас, м, не более 4,5
Частота вращения, с-1( мин-1) 48 (2900)
Мощности (при плотности 1000 кг/м3), КВТ 17,1
Номер техн. условий ТУ 26-061169-86
Расшифровка выбранной марки насоса: горизонтальный центробежный одноступенчатый, с приводом от электродвигателя через упругую муфту, подачей 50 м3/ч, напором 80 м, деталями проточной части из хромоникелевой стали К, ТУ 26-061169-86.
2.2 Построение характеристик насоса и сети. Определение рабочей точки насоса
Характеристика сети - это зависимость потребного напора от подачи. Она может быть рассчитана по формуле 27: (27)
(28) м
Для построения характеристики сети по уравнению 27 необходимо определить значение коэффициента пропорциональности b. Для этого воспользуемся равенством , откуда
(30) где ?hп - потери напора в трубопроводах и аппаратах насосной установки, м, при заданной подаче насоса Qз, м3/с.
Задаваясь различными значениями Q, по формуле 27 находят напор сети, соответствующий принятой подаче.
Полученные результаты заносят в табл. 3
По рассчитанным значениям строят характеристику Q-HTP, накладывая ее на рабочую характеристику насоса Q-H (рис.4). Точка А пересечения характеристик насоса и сети называют рабочей точкой насоса, ей соответствуют подача QA=1,903*10-2 м3/с (68,5 м3/ч) и напор НА=74 м.
Таблица 3 Характеристика сети
Q Нст, м b*Q2, м Нтр, м м3/с м3/ч
0 0 53,832 0 53,832
0,25*10-2 9 53,832 0,333 54,165
0,50*10-2 18 53,832 1,341 55,173
0.75*10-2 27 53,832 3,016 56,848
1,00*10-2 36 53,832 5,366 59,198
1,25*10-2 45 53,832 8,381 62,213
1,50*10-2 54 53,832 12,073 65,905
1,75*10-2 63 53,832 16,430 70,262
2,00*10-2 72 53,832 21,463 75,295
2,25*10-2 81 53,832 27,161 80,993
Так как полученная подача QA=1,875*10-2 м3/с не равна заданной Qз=9,0*10-3 м3/с, то необходимо отрегулировать работу насоса на сеть.
2.3 Регулирование работы насоса на сеть
2.3.1 Проверка условий обеспечения бескавитационной работы насоса
При эксплуатации насоса необходимо обеспечить его бескавитационную работу.
Кавитационный запас данной насосной установки должен удовлетворять условию: (31)
где ?h - кавитационный запас насосной установки при данных условиях, м;
?hдоп - допустимый кавитационный запас выбранного насоса, определяемый по рабочей характеристике насоса при заданной подаче (Qз=9,0*10-3 м3/с=32,4 м3/ч), ?hдоп=3,8 м.
Кавитационный запас ?h (м) определяют по формуле: (32) где Р0 - абсолютное давление на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого ведется откачивание, Па;
Рн - давление насыщенных паров воды при 17 0С, Па;
- плотность воды при данной температуре, кг/м3;
hвс - геометрическая высота всасывания (знак « » когда насос работает с подпором), м;
?hп.вс. - суммарные потери напора на всасывающем участке трубопровода, м.
По [1] давление насыщенных паров воды при тн=17 0С равно Рн=1563 Па. По условию задания Р0=Ратм.=1,01*105 Па; =998,6 кг/м3; ?hп.вс.=0,104 м; hвс=2 м.
Тогда м
Таким образом, условие 31 соблюдается.
2.3.2 Регулирование работы насоса на сеть изменением частоты вращения вала центробежного колеса
Изменение частоты вращения рабочего колеса насоса ведет к изменению его характеристик и режима работы. Для пересчета характеристик насоса при другой частоте вращения используют законы пропорциональности, согласно которым: (33)
(34)
(35)
Следовательно (36)
Коэффициент пропорциональности определяют по заданному значению подачи Qз=9,0*10-3 м3/с и рассчитанному значению потребного напора насоса НТР=58,178 м. Пусть точка Д (QД; НД) с координатами Qд=Qз и Нд=Нтр находится на характеристике сети. Тогда можно записать, что (37)
Имея значение k, рассчитывают напор при различных подачах, сводят результаты расчета в таблице 4 и строят параболу подобных режимов Н=k*Q2.
Парабола подобных режимов Н=k*Q2 пересекает характеристику насоса Q-H в точке В с абсциссой Qв=10,70 м3/с. Определяем требуемое число оборотов вала центробежного колеса: (38) мин-1
По законам пропорциональности находят характеристики насоса. соответствующие новой частоте вращения вала рабочего колеса. Результаты расчета представлены в табл. 5.
Допустимый кавитационный запас пересчитывают согласно [1] по формуле: (39)
Мощность, потребляемую насосом при его работе в режиме точки Д, определяют по характеристике Q-N2: N2Д= 9,5 КВТ.
Это значение проверяют расчетом по формуле: (40)
Значения Qд, Нд и ?2Д определяют по построенным характеристикам насоса при n=n2 мин-1.
Qд=9,0*10-3 м3/с, Нд=58 м, ?2д=0,54.
КВТ что совпадает со значением найденным по характеристике Q-N2.
Таблица 4 Координаты точек параболы подобных режимов
Н, м Q*103, м3/с
0 0
0,718 1,0
2,872 2,0
6,462 3,0
11,488 4,0
17,950 5,0
25,848 6,0
35,182 7,0
45,952 8,0
58,158 9,0
71,800 10,0
86,878 11,0
94,988 11,5
Таблица 5 Рабочие характеристики насоса при регулировании его работы на сеть изменением частоты вращения рабочего колеса
Q1*103, м3/с H1, м N1, КВТ ?hдоп1, м ?, % Q2*103, м3/с H2, м N2, КВТ ?hдоп2, м
0 84 5,5 - 0 0 59,42 3,27 -
1 86,0 6 - 8,0 0,84 60,83 3,57 -
2 87,0 7 - 16,0 1,68 61,54 4,16 -
3 87,5 8 - 24,0 2,52 61,89 4,76 -
4 87,5 9 - 30,5 3,36 61,89 5,35 -
5 86,5 9,5 - 36,5 4,21 61,18 5,65 -
6 87,0 10,5 - 41,5 5,05 61,54 6,25 -
7 87,0 11,5 - 47,5 5,89 61,54 6,84 -
8 86,0 13,0 3,6 50,5 6,73 60,83 7,73 2,55
9 86,5 13,5 3,8 54,0 7,57 61,18 8,03 2,69
10 84,5 14,0 4,0 66 8,41 59,77 8,33 2,83
11 83,0 15,0 4,2 60,5 9,25 58,71 8,92 2,97
12 82,0 15,5 4,4 63,0 10,09 58,00 9,22 3,11
13 81,0 16,0 4,6 64,5 10,93 57,29 9,52 3,25
14 79,5 17,0 4,8 65,0 11,77 56,23 10,11 3,39
15 78,5 18,0 5,0 64,5 12,62 55,53 10,71 3,54
16 77,5 19,0 5,2 63,0 13,46 54,82 11,30 3,68
17 76,0 20,0 5,4 59,5 14,30 53,76 11,90 3,82
18 75,0 20,5 5,6 56,0 15,14 53,05 12,20 3,96
19 73,0 21,0 5,8 52,5 15,98 51,64 12,49 4,10
20 71,0 22,0 6,0 49,0 16,82 50,22 13,09 4,24
21 68,0 23,0 6,3 45,0 17,66 48,10 13,68 4,46
22 64,0 24,0 6,5 41,5 18,50 45,27 14,28 4,60
2.3.3 Регулирование работы насоса на сеть прикрытием задвижки (дросселированием) на напорной линии трубопровода
Дроссельное регулирование осуществляют при постоянном числе оборотов рабочего колеса путем введения дополнительного гидравлического сопротивления в напорную сеть трубопровода. Поскольку при полностью открытой задвижке (дросселе) достигается наибольшая для данных условий подача насоса, то при ее прикрытии происходит уменьшение подачи и возрастание напора. Требуемый напор в этом случае: (41) hз - потери напора, обусловленные прикрытием задвижки, м.
Приняв требуемый напор Нтр, равным напору в точке С при заданной подаче Qз=Qc, находят потери напора в задвижке из следующего соотношения: hз= Нс-Нст-?hп (42) hз=85-53,832-4,3462=26,82 м
Суммарные потери напора в сети составят при заданной подаче Qз=9,0*10-3 м3/с.
?h’п=hз ?hп (43)
?h’п=26,82 4,3462=32,96 м
Исходя из значения hз, можно определить степень прикрытия задвижки, необходимую для обеспечения данных условий работы насосной установки. Для этого при ?н=1,244 м/с находят коэффициент местного сопротивления задвижки:
Степень прикрытия задвижки больше 7/8.
Определим новое значение коэффициента пропорциональности b: (44)
Результаты расчета представлены в табл. 6
Таблица 6. Характеристика сети при дросселировании
Q Нст, м ?h’п, м Нтр, м м3/с м3/ч
0 0 53,832 0 53,832
0,125*10-2 4,5 53,832 0,610 54,442
0,25*10-2 9 53,832 2,523 56,355
0,375*10-2 13,5 53,832 5,697 59,529
0,50*10-2 18 53,832 10,173 64,005
0,625*10-2 22,5 53,832 15,870 69,702
0,75*10-2 27 53,832 22,868 76,700
0,875*10-2 31,5 53,832 31,129 84,961
1,0*10-2 36 53,832 40,691 94,523
Точка пересечения С характеристик Q-H насоса и трубопровода Q-Htp’ будет являться рабочей точкой насоса, а его подача Qc в этом случае будет равна заданной подаче Qз=9,0*10-3 м3/с.
Необходимую мощность на валу насоса при подаче Qc, требуемую для создания напора Нс, рассчитывают по формуле: (45) где ?с - КПД насоса, соответствующее подаче Qc и равный ?с=0,54 КВТ
Полезная мощность насоса в точке С равна: (46)
А коэффициент полезного действия насосной установки с прикрытой задвижкой: (47)
2.3.4 Анализ способов регулирования работы насоса на сеть
Чтобы определить целесообразный способ регулирования насоса на сеть, необходимо сравнить его параметры (напор, мощность и КПД) при заданной подаче Qз=9,0*10-3 м3/с для всех рассматриваемых способов регулирования. Полученные данные приведены в табл. 7
Таблица 7. Сводная таблица параметров работы центробежного насоса
Способ регулирования работы насоса Параметры
Подача, Q, м3/с Напор, Н, м Мощность, N, КВТ КПД, ?, %
Изменение частоты вращения вала рабочего колеса 9,0*10-3 58 9,500 54,0
Дросселирование 9,0*10-3 85 13,878 36,8
Сравнивая параметры работы насоса, делаем вывод, что наиболее целесообразным способом регулирования насоса на сеть является изменение частоты вращения вала рабочего колеса насоса. 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.). Хотя регулирование работы насоса дросселированием наиболее доступно, но менее эффективно.
Список литературы
1. Практикум по гидравлике (руководство по изучению курса) [Текст] : учеб. пособие / А. В. Логинов, А. Н. Остриков, Ю. В. Красовицкий [и др.]; Воронеж. гос. технол. акад. - Воронеж: ВГТА, 2009.- 352с.
2. Логинов, А. В. Насосы и насосные установки пищевых предпреятий [Текст] : учеб. пособие / А. В. Логинов, М. И. Слюсарев, А. А. Смирных.- Воронеж, 2002.-220с.
Размещено на .ru
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
