Реферат по теме выпускной работы
Содержание
- Введение
- 1. Актуальность темы
- 2. Цель и задачи исследования, планируемые результаты
- 3.Анализ центробежных насосов
- 3.1Работа насосов
- 3.2 Кавитация
- 3.3 Способы регулирования подачи воды насосными агрегатами
- Выводы
- Список источников
Введение
За последние 10 лет в конструкции шахтных насосов внесены значительные изменения за счет совершенствования традиционных конструктивных схем, применение более качественных материалов, использование ЭВМ для расчета и выбора оптимальных вариантов гидравлических схем, улучшение отдельных деталей, разработки новых методов гидравлических и механических расчетов. Водоотливные установки в горной промышленности оборудуются центробежными насосами, высоконадежными в работе, более экономичными по сравнению с поршневыми насосами и позволяющими использовать высокооборотные двигатели. Благодаря применению таких двигателей сокращаются габариты насосов, уменьшаются объемы проходки горных выработок для водоотливных установок и снижаются эксплуатационные расходы на откачку воды [1].
1. Актуальность темы
Развитие конструкций шахтных насосов происходит в направлениях: увеличение единичной мощности шахтных насосных агрегатов, особенно применяемых при вскрытии глубоких горизонтов; повышения экономичности, надежности, долговечности и при сохранении требуемой номенклатуры для горной промышленности.
Создание современных и перспективных конструкций насосов требует проведение больших комплексных научных и экспериментальных исследовательских работ как на заводе-изготовителе, так и в различных горно-технических условиях шахт[1]
2. Цель и задачи исследования, планируемые результаты
Целью магистерской работы является выбор схемы совместной работы ценробежного насоса с бустерным устройством и обоснование ее параметров исключающих режимы кавитации.
Основные задачи исследования:
- Анализ возможных бустерных устройств и кавитационных качеств центробежных насосов;
- Обоснование выбора бустерного устройства;
- Получить зависимости для расчета и построения характеристик струйно-центробежной системы с целью обоснования ее рациональных параметров.
Объект исследования: Центробежные насосы
Предмет исследования: Кавитация в центробежных насосах
В рамках магистерской работы планируется получение актуальных научных результатов по следующим направлениям:
- Разработка подхода к унификации синтеза автоматов Мура, ориентированного на уменьшение аппаратурных затрат и включающего последние достижения абстрактной и структурной теории автоматов.
- Определение областей применения различных вариантов основных этапов унифицированного процесса синтеза автоматов Мура.
- Модификация известных методов построения логических схем автоматов Мура и оценка эффективности их применения в базисе FPGA.
Для экспериментальной оценки полученных теоретических результатов и формирования фундамента последующих исследований, в качестве практических результатов планируется разработка кроссплатформенной, настраиваемой и функциональной системы автоматизированного проектирования автоматов Мура (САПРАМ) со следующими свойствами:
- Наличие собственного XML-ориентированного языка описания автоматов Мура.
- Реализация подхода к унификации синтеза автоматов Мура, направленного на базис FPGA-микросхем фирмы Xilinx.
- Возможность управления составом унифицированного процесса синтеза автоматов Мура и вариантами основных его этапов.
- Генерация Verilog-файла, описывающего синтезированный автомат Мура и пригодного для обработки САПР Xilinx ISE с целью погружения в микросхему FPGA.
3. Анализ центробежных насосов
В результате воздействия рабочего колеса жидкость выходит из него с более высоким давлением и большей скоростью, чем при входе. Выходная скорость преобразуется в корпус насоса в давление перед выходом жидкости из насоса. Преобразование скоростного напора в пьезометрический частично осуществляется в спиральном отводе 1 (см. рисунок 1) или направляющем аппарате 3. Несмотря на то что жидкость поступает из колеса 2 в канал спирального отвода с постепенно возрастающими сечениями, преобразование скоростного напора в пьезометрический осуществляется главным образом в коническом напорном патрубке 4. Если жидкость из колеса попадает в каналы направляющего аппарата 3, то большая часть указанного преобразования происходит в этих каналах.
рис. 1. Схема насоса со спиральным отводом
Направляющий аппарат был введен в конструкцию насосов на основании опыта работы гидравлических турбин, где наличие направляющего аппарата является обязательным. Насосы ранних конструкций с направляющим аппаратом назывались турбонасосами.
Наиболее распространенным типом центробежных насосов являются одноступенчатые насосы с горизонтальным расположением вала и рабочим колесом одностороннего входа. На рисунке 2 показана насосная установка, состоящая из центробежного насоса 3 типа НЦС, электродвигателя 5, служащего приводом для насоса и смонтированного вместе с ним на раме 6.
рис. 2. Схема центробежного самовсасывающего насоса НЦС-1
Этот насос применяется в основном для откачивания чистой воды при разработке котлованов под фундаменты и траншеи, также для других подобных работ в различных отраслях промышленности и строительства. Насос оборудован всасывающим рукавом 2, снабженным фильтром 1 и напорным патрубком 4. Привод насосов этого типа, помимо электродвигателя, может осуществляться бензиновыми двигателями внутреннего сгорания.
Насосы центробежные самовсасывающие одноступенчатые с рабочим колесом одностороннего входа НЦС-1, НЦС-2, НЦС-3, НЦС-4, С-569М предназначены для подачи воды и других неагрессивных жидкостей с взвешенными частицами (песок, шлак и т.д.). Они могут применяться в различных отраслях промышленности и строительстве, на транспорте, в сельском хозяйстве, а также для водоснабжения, если условия работы соответствуют технической характеристике насоса. Конструкция насосов позволяет легко осуществлять автоматическое управление. Она рассчитана на работу при температуре воды не выше 50°С. В руководстве есть чертежи насосов, правила эксплуатации, и инструкции по обслуживанию.
Характеристика насоса НСЦ-1 приведена на рисунке 3.
рис. 3. Характеристика насоса НЦС-1
Одноступенчатые насосные установки могут быть оборудованы насосами консольного типа — типа К (см. рисунок 4) с приводом от электродвигателя через соединительную муфту, предназначенными для подачи чистой воды и других малоагрессивных жидкостей.
Насос типа К состоит из корпуса 2, крышки 1 корпуса, рабочего колеса 4, узла уплотнения вала и опорной стойки. Крышка корпуса отлита за одно целое со всасывающим патрубком насоса. Рабочее колесо закрытого типа закреплено на валу 9 насоса с помощью шпонки и гайки 5. У насосов мощностью до 10 кВт рабочие колеса неразгруженные, а у насосов мощностью 10 кВт и выше разгруженные от осевых усилий. Разгрузка осуществляется через разгрузочные отверстия в заднем диске рабочего колеса и уплотнительный поясок на рабочем колесе со стороны узла уплотнения. Благодаря разгрузке снижается давление перед узлом уплотнения вала насоса.
рис. 4. Схема консольного насоса одностороннего всасывания типа К
Для увеличения ресурса работы насоса корпус (только у насосов мощностью 10 кВт и выше) и сменные корпуса (у всех насосов) защищены сменными уплотняющими кольцами 3. Небольшой зазор (0,3— 0,5 мм) между уплотняющим кольцом и уплотнительным пояском рабочего колеса препятствует перетоку перекачиваемой насосом жидкости из области высокого давления в область низкого давления, благодаря чему обеспечивается высокий КПД насоса.
Для уплотнения вала насоса применяют мягкий набивной сальник. Для повышения ресурса работы насоса и предотвращения износа вала в зоне узла уплотнения на вал надета сменная защитная втулка 7. Набивка сальника 6 поджимается крышкой сальника 8. Опорная стойка представляет собой опорный кронштейн 10, в котором в шарикоподшипниках 11 установлен вал насоса. Шарикоподшипники закрыты крышками. Смазка шарикоподшипников консистентная.
Рабочие колеса одностороннего всасывания подвержены воздействию осевой силы, которая направлена в сторону входа жидкости в рабочее колесо. Осевая сила возникает из-за того, что расположенная против входного сечения колеса площадь A1 = П D12 / 4 передней стороны заднего диска находится под действием давления всасывания р1, а также по величине площадь задней стороны этого диска — под давлением нагнетания р2. Осевая сила Т может быть вычислена из уравнения T = П / 4 (D12 - Ds2)(p2 - p1), где D1 — диаметр входа в рабочее колесо; Ds — диаметр вала.
В действительности осевая сила несколько меньше, чем вычисленная по этой формуле. Это объясняется тем, что, во-первых, разность давлений p2 p1 меньше, чем полный напор насоса, так как жидкость за колесом находится во вращении, и, во-вторых, в связи с изменением направления движения жидкости в рабочем колесе от осевого к радиальному возникает противоположно направленное осевое усилие. Однако разгружающая осевая сила существенно мала по сравнению с той, которая возникает под действием разности давления на задний диск рабочего колеса.
Если в одноступенчатых насосах одностороннего всасывания осевая сила может быть надежно воспринята упорным подшипником, то это будет самым экономичным решением. В противном случае необходимо принять меры для уменьшения осевой силы, действующей на упорный подшипник. Это уменьшение может быть достигнуто только при понижении КПД насоса.
Обычно применяют один из двух методов устранения или уменьшения осевой силы. По первому методу за рабочим колесом располагают камеру 4 (см. рисунок 5), отделенную от напорной полости уплотнительными кольцами с малым радиальным зазором. Камера сообщается с входной полостью 1 рабочего колеса 2 через отверстия 5, просверленные в заднем диске 3. В некоторых случаях разгрузочную камеру 4 с помощью канала 6 сообщают с входным патрубком. Устройство специального канала, соединяющего разгрузочную камеру с входным патрубком, является лучшим решением, чем сверление отверстий в диске колеса, так как струя жидкости, выходящая через эти отверстия, направлена против потока на входе в рабочее колесо и нарушает его.
рис. 5. Схема возможной разгрузки рабочего колеса от осевого усилия
При втором методе уравновешивания осевой силы применяют ребра, расположенные с наружной стороны заднего диска. При вращении рабочего колеса вследствие наличия ребер снижается давление в полости между колесом и корпусом. На рисунке 6 изображены характерные кривые осевой силы для неуравновешенного колеса (кривая 1), для колеса с разгрузочной камерой у заднего диска и девятью отверстиями диаметром 10 мм в ступице (кривая 2) и ребрами на заднем диске (кривая 3).
Как видно из графиков, изображенных на рисунке, второй метод является более дешевым и эффективным по сравнению с первым; при этом увеличение мощности соответствует мощности, теряемой в обычных условиях из-за утечек.
рис. 6. График изменения осевой силы
Однако самым эффективным способом разгрузки ротора одноступенчатого насоса от осевого усилия является применение насосов с колесами двустороннего всасывания — типа Д (см. рисунок 7), у которых благодаря симметрии не возникает осевого усилия. У этих насосов имеется раздваивающийся полуспиральный подвод 3. В рабочем колесе 1 эти потоки соединяются и выходят в общий спиральный отвод. Разъем корпуса насоса горизонтальный, благодаря чему обеспечивается возможность вскрытия, осмотра, ремонта, замены отдельных деталей и всего ротора без демонтажа трубопроводов (напорный и всасывающий патрубки подсоединены к нижней части корпуса). Вал насоса защищен от износа закрепленными на валу сменными втулками. Эти же втулки крепят рабочее колесо в осевом направлении. Сальники, уплотняющие подвод насоса, имеют кольца гидравлического затвора 2. Жидкость подводится к ним под давлением из отвода насоса по трубам. Радиальная нагрузка ротора воспринимается подшипниками скольжения. Для фиксации вала в осевом направлении и восприятия осевого усилия, которое может возникнуть при неодинаковом изготовлении или износе одного из уплотнения рабочего колеса, в левом подшипнике имеются радиально-упорные шарикоподшипники 4. Насосы двухстороннего всасывания имеют большую высоту всасывания, чем насосы одностороннего всасывания при тех же подаче и частоте вращения вала.
рис. 7. Одноступенчатый насос двустороннего всасывания
Одноступенчатые насосы имеют ограниченный напор. Поэтому когда необходимый напор насоса не может быть создан достаточно экономично одним рабочим колесом, в конструкции многоступенчатого насоса применяют ряд последовательно расположенных колес. Схема многоступенчатого секционного центробежного насоса показана на рисунке 8. Каждая ступень такого насоса состоит из рабочего колеса 1 и направляющего аппарата 2, который направляет поток к следующему рабочему колесу. В таком насосе напор повышается пропорционально числу колес.
рис. 8. Схема многоступенчатого секционного центробежного насоса
На рисунке 9 изображен разрез многоступенчатого питательного турбонасоса секционного типа. Поток жидкости из всасывающей секции 1, проходя через четыре промежуточные секции 2, попадает в напорную секцию 3. Осевое усилие воспринимается гидравлическим разгрузочным устройством.
рис. 9. Питательный турбонасос
Задача уравновешивания осевых сил для многоступенчатых насосов является особенно важной из-за более высоких напоров этих насосов и суммирования осевых сил, действующих на отдельные ступени. Одним из способов уравновешивания осевых сил многоступенчатых насосов (см. рисунок 10) является применение самоустанавливающейся гидравлической пяты. Принцип работы этой пяты состоит в следующем. Все рабочие колеса расположены так, что поток при входе в них направлен в одну и ту же сторону. За колесом последней ступени находится разгрузочная камера, сообщаемая через патрубок с полостью всасывания, находящейся перед первым колесом. Осевая сила стремится переместить ротор, а следовательно, и гидравлическую пяту в сторону всасывающего патрубка. При этом осевой зазор между гидравлической пятой и торцом втулки уменьшится, вследствие чего уменьшится давление в разгрузочной камере. Тогда под действием полного давления пята начнет перемещаться в обратную сторону до тех пор, пока не наступит равновесие cил, действующих на гидравлическую пяту.
рис. 10. Секционный насос с разгрузочной пятой
1 — всасывающая секция; 2 — стягивающий болт; 3 — промежуточные секции; 4 — напорная секция; 5 — соединительный патрубок; 6 — гидравлическая пята; 7 — втулка; 8 — сверление для подачи воды из первой ступени
В ряде случаев для разгрузки насосов от осевого усилия используются многоступенчатые насосы со встречным расположением колес. На рисунке 11 изображен двухступенчатый спиральный насос. Жидкость поступает из первой ступени во вторую по внутреннему каналу. Разъем корпуса продольный. Напорный и всасывающий трубопроводы присоединены к нижней части корпуса, что облегчает осмотр и ремонт насоса. Уплотняющие зазоры рабочих колес выполнены между сменными уплотняющими кольцами, защищающими корпус и рабочие колеса от износа. Фиксация ротора в осевом направлении осуществляется радиально-упорными шарикоподшипниками, расположенными в правом подшипнике. Расположенный со стороны всасывания сальник имеет кольцо гидравлического затвора, к которому жидкость подводится по трубке, идущей из отвода первой ступени. Сальник, расположенный справа, уплотняет подвод второй ступени. Жидкость подводится под напором, создаваемым отводом первой ступени.
рис. 11. Двухступенчатый насос с встречным расположением рабочих колес
В теплоэнергетике для обеспечения энергетического цикла используют более 20 различных видов насосов. Насосное оборудование теплоэлектростанций среди вспомогательного оборудования занимает первое место.
Если в качестве основного признака принять назначение насоса, то насосы можно разделить на две группы: тесно связанные с работой основного эксплуатационного оборудования ТЭС; разного назначения, предназначенные для технических целей.
К первой группе насосов относятся те, которые заняты на следующих основных циклах работы: циркуляции воды (циркуляционные и рециркуляционные насосы), приготовления питательной воды (конденсатные насосы), теплопередачи (сетевые и бойлерные насосы), регулирования (нагнетательные насосы для питания серводвигателей регуляторов паровых турбин). Ко второй группе насосов относятся дренажные, пожарные, хозяйственные и др.
К наиболее ответственным насосам, непосредственно влияющим на надежность и экономичность работы электростанции, относятся питательные, конденсатные, циркуляционные, сетевые и багерные.
Конденсатные насосы (см. рисунок 12) всех типов имеют принципиальное конструктивное исполнение. Это центробежные двухкорпусные вертикальные насосы спирального типа.
рис. 12. Конденсатный насос
1 — наружный корпус; 2 — внутренний корпус; 3 — ротор; 4 и 5 — подшипник соответственно верхний и нижний; 6 — упругопальцевая муфта
Для охлаждения оборудования и других технических целей используются циркуляционные насосы (см. рисунок 7), подающие воду из резервуаров. Довольно часто при проектировании автоматизированных линий систем водяного отопления используют электрические насосы типа ЦВЦ (см. рисунок 13), устанавливаемые прямо на трубопроводе. Центробежные водяные циркуляционные насосы являются малошумными и предназначены для обеспечения водяного отопления. Насосы представляют собой малогабаритную моноблочную конструкцию со встроенным асинхронным короткозамкнутым электродвигателем. Рабочее колесо безсальникового насоса устанавливается консольно на валу электродвигателя. Ротор двигателя с радиально-упорными подшипниками скольжения вращается непосредственно в перекачиваемой воде, которая одновременно служит смазкой для них и охлаждающей средой.
рис. 13. Схема электронасоса ЦВЦ
Насосы устанавливаются непосредственно на трубопроводе, что существенно упрощает их монтаж и эксплуатацию и позволяет обходиться без специального фундамента. В зависимости от типоразмера насосы соединяются с трубопроводом с помощью ниппельных или фланцевых соединений. Насосы ЦВЦ используются для подачи в теплосеть воды с температурой до 100°С.
Сводная характеристика электронасосов ЦВЦ приведена на рисунке 14.
рис. 14. Напорная характеристика насосов ЦВЦ
1 - для ЦВЦ 2,5-2
2 - для ЦВЦ 4-2,8
3 - для ЦВЦ 6,3-3,5
4 - для ЦВЦ 10-4,7
5 - для ЦВЦ 16-6,7
6 - для ЦВЦ 25-9,2
Сетевые насосы предназначены для питания теплофикационных сетей. Они устанавливаются либо непосредственно на электростанции, либо на промежуточных перекачивающих насосных станциях. В зависимости от теплового режима сети насосы должны надежно работать при значительных колебаниях температуры перекачиваемой воды в широком диапазоне подач. Как правило, насос и электродвигатель устанавливаются на отдельных фундаментах. Бустерные насосы предназначены для подачи воды из деаэратора к питательным насосам турбоагрегата с давлением, необходимым для предотвращения кавитации в питательных насосах. Подбор насосов осуществляется с помощью каталогов, в которых обычно приведены сведения о назначении и области применения насосов, краткое описание конструкции, технические и графические характеристики, чертежи общих видов насосов и насосных агрегатов с указанием габаритов и присоединительных размеров.
Проектным организациям рекомендуется пользоваться каталогом только при техническом проектировании. Вводится новый ГОСТ «Насосы центробежные консольные с осевым входом для воды». При рабочем проектировании за уточненными данными необходимо обращаться на заводы-изготовители. При выборе насоса следует учитывать, что требуемые режимы работы (подача и напор) должны находиться в пределах рабочей области его характеристики. Для иллюстрации рассмотрим метод подбора насосов типа К.. Типоразмер насоса выбирают по максимально необходимой подаче и сопротивлению системы, в которую устанавливают насос, при этой подаче. По подаче и напору на сводном графике полей Q—H (см. рисунок 15) предварительно выбирают насос требуемого типоразмера, а затем по графической характеристике уточняют правильность выбора.
рис. 15. Сводный график полей H—Q для консольных насосов
По графической характеристике и таблице «Техническая характеристика» определяют необходимый диаметр рабочего колеса насоса, кривая напора которого должна проходить через точку заданных параметров по подаче и напору или быть несколько выше ее. При выборе насоса очень важно обеспечить его бескавитационную работу. Для этого необходимо убедиться, что выбранный насос по своим навигационным качествам соответствует системе, в которую его устанавливают. Кавитационный запас системы
Величина H 0 равна расстоянию по вертикали от оси вала насоса до уровня жидкости в резервуаре, из которого ее откачивают. Она имеет знак «плюс» при расположении насоса выше уровня жидкости (высота всасывания) и знак «минус» при установке насоса ниже уровня жидкости (подпор).
Допускаемый кавитационный запас насоса ? hд и мощность насоса определяют по графической характеристике насоса выбранного типоразмера при максимально необходимой подаче.
Насосы типа К в зависимости от диаметра рабочего колеса комплектуют различными по мощности электродвигателями. Мощность требуемого электродвигателя N3 определяют из равенства
Nэ = R N j/1OOO,где:
R — коэффициент запаса; N—мощность насоса на номинальном режиме (в расчетной точке), кВт. Коэффициент запаса рекомендуется принимать следующим
R . . . . . . . . 1,3 1,25 1,2 1,15
Nэ, кВт . . . . . . . . до 4 4—20; 20—40 <40
По назначению Nэ подбирают ближайший больший по мощности комплектующий электродвигатель.[2].
3.1 Работа насосов
На тепловых электростанциях часто необходима совместная работа двух или нескольких насосов на одну общую сеть. При этом насосы могут включаться как параллельно, так и последовательно. Параллельно два или несколько насосов включают на тепловых станциях в тех случаях, когда один насос не обеспечивает необходимой производительности. При параллельной работе двух или нескольких насосов на общую сеть, если имеются их характеристики, можно построить характеристику совместной работы насосов (рис. 77, а). Для этого на одном графике в одном масштабе строят характеристики 1 и 2 насосов. Затем проводят прямые, параллельные оси, по которой откладывают производительности, и суммируют отрезки, отсеченные на этих прямых характеристиками насосов. Сумма отрезков, отложенная на той же прямой, дает точку суммарной характеристики 3 нескольких насосов.
Если теперь на этот график наложить характеристику сети 4t то пересечение характеристик 4 и 3 даст рабочую точку совместной работы двух насосов и сети. Суммарный расход жидкости двух насосов Vi+2 будет меньше, чем сумма расходов этих насосов при работе их в отдельности на ту же сеть: V + V2. Чтобы суммарная производительность параллельно работающих насосов была близкой к сумме производительностей насосов, работающих отдельно, для совместной параллельной работы подбирают насосы, имеющие пологие характеристики. Желательно также, чтобы характеристика сети, на которую работают насосы, не была крутой.
Последовательно несколько насосов включают в тех случаях, когда один насос не может I развить необходимого напора. При строительстве новой электрической станции, когда на ней устанавливают турбоагрегаты и котлы одинаковых параметров, насосы включают последовательно редко. Если же электростанция подверглась модернизации и усовершенствованию, последовательное включение двух насосов встречается часто. При последовательной работе насосов на одну сеть складывают отрезки, отсекаемые прямыми, параллельными оси, и характеристиками насосов (рис. 16, б). Увеличение напора 1+2 при последовательной работе двух насосов, включенных в общую сеть, так же, как и увеличение подачи при параллельной работе, зависит от характеристик насоса и сети. Наибольшее увеличение напора будет в том случае, когда характеристики насосов пологие, а кривая сети более крутая. Насосы при совместном режиме будут работать экономично в том случае, если найденные точки работы насосов находятся в зоне максимального к. п. д.
рис. 16. Характеристика совместной работы двух насосов, включенных в общую сеть.
Основные понятия о движении жидкости
Живым сечением w (мІ) называют площадь поперечного сечения потока, перпендикулярную к направлению течения. Например, живое сечение трубы - круг (рис.17.1, б); живое сечение клапана - кольцо с изменяющимся внутренним диаметром (рис.17.1, б).
рис. 17.1. Живые сечения: а - трубы, б - клапана
Смоченный периметр x ("хи") - часть периметра живого сечения, ограниченное твердыми стенками (рис.17.2, выделен утолщенной линией).
рис. 17.2. Смоченный периметр
Для круглой трубы
если угол в радианах, или
Расход потока Q - объем жидкости V, протекающей за единицу времени t через живое сечение w.
Средняя скорость потока v - скорость движения жидкости, определяющаяся отношением расхода жидкости Q к площади живого сечения w
Поскольку скорость движения различных частиц жидкости отличается друг от друга, поэтому скорость движения и усредняется. В круглой трубе, например, скорость на оси трубы максимальна, тогда как у стенок трубы она равна нулю. Гидравлический радиус потока R - отношение живого сечения к смоченному периметру
Течение жидкости может быть установившимся и неустановившимся. Установившимся движением называется такое движение жидкости, при котором в данной точке русла давление и скорость не изменяются во времени.Движение, при котором скорость и давление изменяются не только от координат пространства, но и от времени, называется неустановившимся или нестационарным
Линия тока (применяется при неустановившемся движении) это кривая, в каждой точке которой вектор скорости в данный момент времени направлены по касательной. Трубка тока - трубчатая поверхность, образуемая линиями тока с бесконечно малым поперечным сечением. Часть потока, заключенная внутри трубки тока называется элементарной струйкой.
рис. 17.3. Линия тока и струйка
Течение жидкости может быть напорным и безнапорным. Напорное течение наблюдается в закрытых руслах без свободной поверхности. Напорное течение наблюдается в трубопроводах с повышенным (пониженным давлением). Безнапорное - течение со свободной поверхностью, которое наблюдается в открытых руслах (реки, открытые каналы, лотки и т.п.). В данном курсе будет рассматриваться только напорное течение.
рис. 17.4. Труба с переменным диаметром при постоянном расходе
Из закона сохранения вещества и постоянства расхода вытекает уравнение неразрывности течений. Представим трубу с переменным живым сечением (рис.17.4). Расход жидкости через трубу в любом ее сечении постоянен, т.е. Q1=Q2= const, откуда
Измерение скорости потока и расхода жидкости
Для измерения скорости в точках потока широко используется работающая на принципе уравнения Бернулли трубка Пито (рис.17.7), загнутый конец которой направлен навстречу потоку. Пусть требуется измерить скорость жидкости в какой-то точке потока. Поместив конец трубки в указанную точку и составив уравнение Бернулли для сечения 1-1 и сечения, проходящего на уровне жидкости в трубке Пито получим
где Н - столб жидкости в трубке Пито.
рис. 17.7. Трубка Пито и pасходомер Вентури
Для измерения расхода жидкости в трубопроводах часто используют расходомер Вентури, действие которого основано так же на принципе уравнения Бернулли. Расходомер Вентури состоит из двух конических насадков с цилиндрической вставкой между ними (рис.17.7). Если в сечениях I-I и II-II поставить пьезометры, то разность уровней в них будет зависеть от расхода жидкости, протекающей по трубе.
Пренебрегая потерями напора и считая z1 = z2 , напишем уравнение Бернулли для сечений I-I и II-II:
Или
Используя уравнение неразрывности Q = v1w1 = v2w2
сделаем замену в получено выражении:
Решая относительно Q, получим
Выражение, стоящее перед , является постоянной величиной, носящей название постоянной водомера Вентури. Из полученного уравнения видно, что h зависит от расхода Q. Часто эту зависимость строят в виде тарировочной кривой h от Q, которая имеет параболический характер.[3].
3.2 Кавитация в центробежном насосе
Кавитацией в шахтных насосах называют сложный комплекс явлений, связанный с образованием и дальнейшим развитием газовых полостей в проточной части насоса из-за нарушения сплошности потока рабочей жидкости в проточной части насоса, т.е. разрыва реальной жидкости при определенных растягивающих напряжениях, соответствующих падению давления парообразования. Явление кавитации объясняется наличием в жидкости газовых пузырьков , которые не могут длительное время оставаться в равновесном состоянии. При обтекании входных кромок лопастей рабочего колеса насоса давление во внешней среде уменьшается до давления парообразования, и пузырьки кавитационной каверны быстро расширяются. Кавитационные свойства шахтных насосов характеризуются определенными параметрами и соответствующими условиями работы: всасывающей способностью и геометрической высотой всасывания, отклонение от которых приводит к появлению развитой кавитации в проточной части насоса.
Допустимая высота всасывания.
Геометрической высотой всасывания Н_вс называется разность отметок оси насоса и свободного уровня в водосборнике h_1:
H_(вс.доп)=h_0±h_1
Если насос расположен ниже уровня, как при заглубленных водоотливных установках, то высота всасывания – отрицательная, называемая подпором. Приток жидкости от поверхности свободного уровня до входа в колесо насоса происходит за счет разности давлений. Большая часть шахтных насосов расположена выше уровня воды в водосборниках, давление воды на лопасти рабочего колеса первой ступени при входе в насос значительно меньше атмосферного, поэтому насосы работают с подсосом воды. С увеличением геометрической высоты всасывания и гидравлических потерь во всасывающем трубопроводе всасывающая способность насоса уменьшается.
Для нормальной работы насоса должно быть выполнено условие
p_в>p_п
где p_в-минимальное абсолютное давление в потоке жидкости в области входа в колесо; p_(п-) давление насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Несоблюдение этого условия в места возникновения минимума давления вызывает вскипание жидкости, что ведет к снижению подачи насоса и сбросу нагрузи.
С учетом отметки установки насоса, температуры жидкости, высоты всасывания и динамического падения допустимая высота всасывания определяется по формуле:
Где Q-подача, м3\с; С=800-1000 кавитационный коэффициент быстроходности. Это уравнение позволяет произвести выбор частоты вращения в функции Q и получить допустимую высоту всасывания. Чем больше частота вращения насоса, тем меньше допустимая высота всасывания, поэтому для заданной подачи Q и допустимой высоты всасывания повышение частоты вращения возможно лишь путем увеличения постоянной С, зависящий от конструкции насоса – формы входной кромки лопастей, их кривизны, шероховатости поверхности.
С ростом вакуумметрической высоты всасывания снижаются кавитационный запас и давление на входе, причем минимальное значение давления является критическим, определяющим возникновение и развитие кавитации. При эксплуатации шахтных насосов всасывающая способность имеет важное значение для бесперебойной работы, поэтому при проэктировании и расчете необходимо:
-высоту всасывания выбирать в зависимости от горнотехнических особенность шахт и рудников(расположение, температура, загрязненность и плотность шахтных вод, повышение или понижение давления водяных паров);
-скорость движении жидкости во всасывающем трубопроводе принимать в пределах 1.25-1.5 м?с, чтобы ограничить гидравлические потери и образование кавитации;
-при неудовлетворительной работе сальниковых уплотнений направлять жидкость в полое кольцо сальника(гидрозатвор);
-при отрицательной высоте всасывания применять установку насоса для компенсации падения давления во всасывающей системе и предупреждения подсоса воздуха во всасывающем трубопроводе;
-перед входом жидкости в основное рабочее колесо для создания подпора в целях обеспечения бескавитационной работы устанавливать шнековое устройство.
Водоотливные установки могут бесперебойно работать при надежно выполненной системе всасывания с минимальными гидравлическими сопротивлениями. Примером могут служить установки с отрицательной высотой всасывания. Правильно выбранная высота заглубления насосных камер в зависимости от конструктивных особенностей насоса, отсутствие подсоса воздуха в сальниках, а также в трубопроводе и первой ступени насоса обеспечивают бесперебойную работу водоотливной установки.
Потери в насосах
Потери в насосе подразделяют н гидравлические, объемные, механические и характеризуются соответствующими к.п.д. Гидравлические потери. Энергия, получаемая потоком жидкости от рабочего колеса, частично расходуется на преодоление всех гидравлических сопротивлений h_н- при движении потока в проточных каналах насоса. Напор насоса в зависимости от гидравлических сопротивлений
Гидравлические потери в насосе принято оценивать гидравлическим к.п.д., который принимается по результатам испытаний
Гидравлические потери зависят то трения жидкости о стенки насоса внутри самого рабочего колеса, изменения скорости потока, его завихрения, от расстояния между всасывающим и нагнетательным патрубками насоса. Потери на завихрения составляют основную часть гидравлических потерь.
Объемные потери. Объемные потери в центробежных насосах связаны с утечкой жидкости через зазоры в уплотнительных и разгрузочных устройствах. Эрозионное и коррозионное воздействия шахтных вод на детали насоса способствуют возрастанию объемных потерь, которые достигают значительных величин вследствие зазоров между корпусом и рабочими колесами, а также износа сальниковых уплотнений и разгрузочных устройств. Это явление снижает производительность водоотливных установок, вызывая необходимость дополнительной установки насосного оборудования. Объемные потери уменьшают полезную подачу насоса и создают дополнительные гидравлические потери. Величина утечек определяет значение объемного к.п.д.:
h_об=Q/(Q+q_об )
Где Q-подача насоса, м3\(с ); q_об-объемные потери, м3\с.
При оценке объемного к. п. д. учитывается только утечка между рабочим колесом и корпусом на входе жидкости в колесо. Перетекающая жидкость получает в колесе полный сообщенный напор и мощность потерь определяется давлением ступени.
Механические потери. К механическим потерям относятся потери на трение в сальниках, подшипниках и на дисковое трение. Мощность потерь на трение
Механический к. п. д. насоса
Разность потребляемой насосом мощности N и мощности потерь N_тр представляет передаваемую мощность рабочим колесом потоку жидкости, которая определяется по формуле
Q- подача рабочего колеса, которая больше подачи насоса на величину внутренних утечек, м^3?(с.) При дисковых потерях трение частицы жидкости между дисками и неподвижными стенками корпуса совершают сложное движение. Под влиянием трения совершается вращательное движение, а под воздействием центробежной силы частицы жидкости передвигаются к периферии диска, создавая ее циркуляцию. Экспериментально установлено , что мощность, необходимая для вращения диска, в условиях циркуляции жидкости возрастает при увеличении зазора между диском и стенками. При тщательно отполированном диске по сравнению с грубой обработкой потери снижаются на 13-20 %., на обеих сторонах колеса (кВт)
Мощность трения в подшипниках определяется специальным расчетом на основе гидродинамической теории смазки или тории потерь в подшипниках качения. В малонагруженных подшипниках скольжения, что характерно для насосов, потеря мощности на трение в подшипниках и сальниках составляет около 1-2 % от потребляемой мощности. Механические потери в сальниковых уплотнениях зависят от давления, размеров сальников, типа набивки и других факторов. Мощность механических потерь изменяется пропорционально квадрату скорости вращения. Потери на трение в подшипниках при одних и тех же размерах и загрузке зависят от качества их изготовления. Конструкция соединительной муфты между насосом и электродвигателем оказывает существенное влияние на работу подшипников. При большой маховой массе муфты создается значительная осевая нагрузка на шарикоподшипники и увеличиваются механические потери в насосе
Мощность потерь в сальниковых уплотнениях эмпирически определяется как 0,2-0,5 % мощности привода. Мощность потерь в подшипниках качения составляет 0,15-0,2% мощности привода и увеличивается до 0,75% при увеличении скорости вращения. Мощность, расходуемая на дисковое трение Насос состоит из корпуса 1 и ротора 2, представляющего собой колесо с несколькими лопастями, направленными под небольшим, углом в сторону, обратную вращению ротора. При вращении ротора находящаяся в корпусе вода, увлекаемая лопастями, под действием центробежной силы выбрасывается через нагнетательный патрубок 3. Через всасывающий патрубок 4 вследствие разрежения создаваемого вращением ротора, вода поступает в насос. В многоступенчатом насосе имеется несколько колес и вода последовательно переходит от одного колеса на другое (как говорят, с одной ступени на другую), причем каждая ступень увеличивает напор приблизительно в два раза. Преимуществом центробежных насосов является их компактность, возможность прямого подключения к электромоторам, равномерность подачи воды. Однако насосы этого типа имеют меньший коэффициент полезного действия, чем поршневые.
Вода из насоса подается к свае по трубопроводу диаметром 100—150 мм. Для подрывных трубок применяют водопроводные трубы диаметром от 37 до 62 мм. Наконечники — отрезки трубы того же диаметра, что и подмывание трубки, нижний конец которых на расстоянии, равном 2 диаметрам, обработан на конус. Наконечники присоединяются подмывным трубкам на муфтах с винтовой резьбой. Применяют однострунные (с одним осевым отверстием) и многоструйные наконечники, в которых, помимо осевого отверстия, имеется несколько боковых отверстий диаметром, равным 0,3 диаметра подмывной трубки. принцип действия : кроме основного оборудования, каждый копер обеспечивается вспомогательным оборудованием и инструментом для монтажа, демонтажа и текущего ремонта копра, а также для выполнения различного рода вспомогательных работ, связанных непосредственно с забивкой свай. К вспомогательному оборудованию относятся: тросы, блоки, полиспасты, домкраты, наголовники, бугели и подбавки. К инструментам относятся: пилы для срезки деревянных свай под водой, пилы поперечные, топоры, кувалды, ломы, лопаты и различные ключи (газовые, гаечные и торцовые). схема центробежного насоса и принцип действия [4].
3.3 Способы регулирования подачи воды насосными агрегатами
Для регулирования давления в магистрали пользуются двумя способами: регулирование с помощью дроссельной заслонки и регулирование изменением скорости вращения рабочего колеса насоса. Первый способ представляет собой изменение параметров трубопровода, а именно его гидравлического сопротивления, при сохранении параметров и характеристики насоса. Второй способ наоборот – смещение характеристики насоса при сохранении параметров трубопровода . Если насос работает при неизменной частоте вращения, то простейшим и повсеместно применяемым способом регулирования его подачи является дросселирование, т.е. неполное открытие задвижки на напорном трубопроводе насоса (см. рисунок 18).
рис. 18 – Характеристика насосного агрегата и сети с дроссельным регулированием
При использовании дроссельных элементов происходит распределение напора на элементах системы. Это распределение напора показано на рисунке 18.1, где ?HД — падение напора на дроссельном элементе. Для поддержания заданного давления в сетевом трубопроводе при изменении расхода жидкости приходится изменять гидравлическое сопротивление регулирующего элемента. При этом общая гидравлическая характеристика будет иметь более крутой вид. Величина ?Hд с таким регулированием неуклонно увеличивается. Таким образом, чем глубже производится дросселирование регулирующим элементом, тем больше энергетических потерь имеет весь технологический процесс.
Регулирование подачи насосной станции изменением частоты вращения двигателей насосов иллюстрируется рисунком 18.2.
рис. 18.2 – Характеристика насосного агрегата и сети с частотным регулированием
Кривая 1 соответствует номинальной (при номинальной частоте вращения привода) напорной характеристике, а кривые 2 - 4 напорным характеристикам при пониженной частоте вращения. Если организовать работу привода насосного агрегата таким образом, чтобы он при изменении параметров технологического процесса (расхода в сети и давления на входе агрегата) изменял частоту вращения, то в итоге можно без существенных потерь энергии стабилизировать давление в сети потребителей. При таком способе регулирования исключаются потери напора (нет дроссельных элементов), а значит, и потери гидравлической энергии. Способ регулирования давления в сети путем изменения частоты вращения привода насосного агрегата снижает энергопотребление ещё и по другой причине. Собственно насос как устройство преобразования энергии имеет свой коэффициент полезного действия — отношение механической энергии, приложенной к валу, к гидравлической энергии, получаемой в напорном трубопроводе насосного агрегата. Характер изменени я коэффициента полезного действия насоса в зависимости от расхода жидкости Q при различных частотах вращения представлен на рисунке. 18.3.
рис. 18.3 – Изменение КПД насосного агрегата с частотным регулированием при изменении производительности
В соответствии с теорией подобия максимум коэффициента полезного действия с уменьшением частоты вращения несколько снижается и смещается влево. Анализ требуемого изменения частоты насосного агрегата при изменении расхода в сети показывает, что с уменьшением расхода требуется снижение частоты вращения. Если рассмотреть работу агрегата для расхода меньше номинального (вертикальные линии А и В), то для этих режимов рационально работать на пониженной частоте вращения. В этом случае кпд насоса выше, чем при работе на номинальной частоте вращения. Таким образом, снижение частоты вращения в соответствии с технологической нагрузкой позволяет не только экономить потребляемую энергию на исключении гидравлических потерь, но и получить экономический эффект за счет повышения коэффициента полезного действия самого насоса — преобразования механической энергии в гидравлическую.
Регулирование режима работы центробежных насосов
В условиях эксплуатации часто оказывается необходимым регулировать, то есть изменять в тех или иных пределах объемный расход Q жидкости, подаваемой насосом потребителю. Иными словами, речь идет об изменении положения рабочей точки (точка А) на координатной плоскости Н, Q. Изменить объемный расход жидкости Q можно двумя способами: либо за счет изменения характеристики насоса Нн-Qн, либо изменением характеристики сети Нс-Qс.
В связи с этим используются следующие способы регулирования режима работы насоса: Дроссельное регулирование (рис. 19.1). Чем меньше степень открытия задвижки, тем больше величина ее местного сопротивления ? и величина потерь ?hзадв. И как следствие, характеристика сети Нс-Qс на координатной плоскости Н, Q пойдет круче. Это приведет к уменьшению объемного расхода жидкости (Q2 < Q1) и росту потерь напора ?hзадв. Таким образом, регулирование работы насоса дросселированием, вызывает дополнительные потери энергии, что снижает КПД установки. Поэтому этот способ неэкономичен.
рис.19.1 – Регулирование дросселированием
рис. 19.2 – Регулирование изменением числа оборотов
Регулирование изменением числа оборотов рабочего колеса насоса (рис. 19.2). Изменение числа оборотов nн вызывает смещение действительной напорной характеристики насоса Нн-Qн на координатной плоскости Н, Q, что при неизменной характеристике сети Нс-Qс приводит к перемещению рабочей точки А вдоль данной характеристики, изменяя объемный расход жидкости (Q2 > Q1). Регулирование работы насоса изменением его частоты вращения более экономично, чем регулирование дросселированием. Однако для этого необходимы электродвигатели с регулируемой частотой вращения.
рис. 19.3 Регулирование перепуском
Регулирование перепуском (рис. 19.3). Оно осуществляется перепуском части подаваемой насосом жидкости из напорного трубопровода во всасывающий по обводному трубопроводу, на котором установлен вентиль.При изменении степени открытия вентиля изменяется и объемный расход ?Q перепускаемой жидкости, а следовательно, и объемный расход жидкости Q-?Q, поступающей из насоса в напорный трубопровод. Поскольку полная механическая энергия жидкости, проходящей по обводному трубопроводу, полезно не используется, регулирование перепуском также неэкономично.[6].
Проверка центробежных насосов на кавитацию
Как отмечено ранее, явление кавитации возникает на лопатках рабочего колеса вблизи их входных кромок, где скорость потока максимальна. Наиболее опасным следствием кавитации является процесс разрушения рабочих органов лопастных насосов. Кавитация в них сопровождается резким шумом, треском и даже вибрацией насосной установки и, что особенно важно, падением напора, мощности, подачи и КПД. Поэтому для обеспечения нормальной бескавитационной работы насоса минимальное давление на входе в насос Рвс (в сечении 2-2 на рис. 2.9) должно всегда оставаться несколько больше, чем давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре, то есть
Рвс = Рн.п. + Рзап (2.15)
где Рн.п. – давление насыщенных паров при данной температуре, кПа; Рзап – кавитационный запас, кПа.
рис.19.4 Принцип работы (Анимация сделана помощью GIF Animator. Состоит из 6 кадров с интервалом в 1 000 мс.)
Если условие (2.15) не соблюдается, то начинается явление парообразования и кавитации, которое приводит к уменьшению и даже прекращению подачи насоса (насос «срывает»). Рисунок 2.9 – Схема к расчету бескавитационного режима работы центробежного насоса Поэтому важно при проектировании насосных установок с лопастными насосами проверять их на отсутствие кавитации. Для этого определяют кавитационный запас ?h: g – ускорение свободного падения, g = 9,81 м/с2, величина которого зависит от типа и конструкции насоса.
Значение кавитационного коэффициента быстроходности С
Быстроходность насоса,ns
50…70 71…80 81…150 151…250
Кавитационный коэффициент быстроходности, С
600…750 800 800…1000 1000…1200
Из формулы (2.17) следует, что кавитационные свойства насоса тем выше, чем больше величина С. Для предотвращения работы насоса в нежелательном кавитационном режиме обычно назначают небольшое превышение допустимого кавитационного запаса над критическим.[5].
Выводы
Кавитация это процесс негативный и с ним постоянно ведется борьба. Возникая на поверхности лопастей гребных винтов, на крыльчатках насосного оборудования, турбин гидроэлектростанций она значительно снижает эффективность работы, вызывает посторонний шум, вибрацию и быстрый износ.
Разрушительная сила кавитации, благодаря научным исследованиям, нашла свое применение в самых разных областях народного хозяйства и промышленности. Например, на этом явлении основана ультразвуковая очистка. Звуковые волны высокой частоты создают высокую степень кавитации в емкостях, и отделение загрязнений происходит без использования вредных и дорогостоящих химических веществ. Очищающая сила кавитации активно используется на предприятиях, где чистка является важным технологическим этапом.
Разрушительная сила кавитации позволяет измельчать твердые включения, находящиеся в жидкой среде. Данный процесс успешно используется для увеличения качества горения котельного топлива, за счет разрушения крупных включений, которые в нем находятся. Углеводородное топливо имеет вязкую структуру, что негативно сказывается на его эффективности. Кавитационные механизмы позволяют снизить вязкость топлива, улучшить его распыляемость и ускорить процесс нагрева. Кроме того, устройства на основе кавитации применяются для создания водно – топливных смесей и эмульсий, которые повышают качество горения обводненных топлив.[7].
Список источников
- Попов В.М. Шахтные насосы (теория, расчет и эксплуатация): Справочное пособие – М.: Недра,1993.-224с.
- Центробежные насосы [Электронный ресурс]. – Режим доступа: http://xreferat.ru...
- Работа центробежных насосов [Электронный ресурс].– Режим доступа: Попов В.М. Рудничные водоотливные установк.-2-е изд., перераб. и доп.-М.,Недра,1983.304с.
- Стационарные машины и установки: Учебное пособие [Электронный ресурс].– Режим доступа:http://window.edu.ru...
- Кавитация [Электронный ресурс].– Режим доступа: Влияние кавитации [Электронный ресурс].– Режим доступа: