Рихтер Л.А. и др. Вспомогательное оборудование ТЭС (распознан)

Подождите немного. Документ загружается.

Уравнение моментов количества

движения записывается также в век-

торной форме:

Рис. 7.6. Основные размеры рабочего коле-

са центробежного насоса:

— диаметр входного патрубка;

— средний

диаметр входных кромок рабочих лопастей;

—

диаметр выходных кромок; /, и

— ширина

входной и выходной кромок

— статические давления в этих се-

чениях, Па;

С]

— скорости пото-

ка, м/с;

gH—энергия,

сообщенная на-

сосом жидкости на участке между се-

чениями 1 и 2, Дж/кг;

AgH—

гидрав-

лические потери энергии на этом же

участке, Дж/кг.

Уравнение количества движения

для двух рассматриваемых сечений

потока 1 и 2 в векторной форме имеет

вид

QM(C,—c,)=SF,

(7.13)

где F — сила, действующая на по-

ток, Н;

С]

— скорость потока в

сечениях, м/с.

Рис.

7.7. Треугольники скоростей потока

жидкости в проточной части центробежно-

го насоса:

Си

Н]

— абсолютная, относительная и окруж-

ная скорости на входе жидкости в рабочие лопа-

сти насоса; с

Шг

иг

— то же на выходе;

— углы входа и выхода жидкости из рабочего

колеса насоса

120

(7.14)

Здесь

— радиальные (вектор-

ные) координаты центров сечений по-

тока.

Течение жидкости в рабочем ко-

лесе насоса имеет сложный простран-

ственный характер, что затрудняет его

исследование. Для упрощения ана-

лиза трехмерную модель течения за-

меняют двухмерной, сохраняющей ос-

новные свойства реального течения.

Для этого условно рассекают лопасти

в рабочем колесе плоскостью, перпен-

дикулярной оси вращения, получая

на ней сечения лопастей, образующих

радиальную (круговую) решетку. Те-

чение в области радиальной решетки

рассматривается, как плоскопарал-

лельное.

Опуская сложные выводы формул,

приведем кратко основные расчетные

соотношения для одноступенчатого

центробежного насоса.

При проектировании насосов обыч-

но задаются подачей Q, напором

И,

давлением р и плотностью р жидкости.

Прежде всего определяется

коэф-

фициент

являющийся важ-

ной характеристикой насоса:

3,25Г[*;(1

)+£„1/^.(7.15)

Обычно

4,1

ч-

4,3. В формуле

(7.15)

CJCQ,

— абсолют-

ные скорости жидкости в конце

вход-

ного патрубка насоса и при входе на

лопасти рабочего колеса. На рис. 7.6

этому соответствуют

— диаметр

входного патрубка рабочего колеса

(воронки) и

— средний диаметр

входных кромок рабочих лопастей.

Отношение

принимается в преде-

лах

0,5—1,0,

где меньшие значения

относятся к рабочим колесам с боль-

шими углами

на выходе. Для цент-

робежных насосов угол

мал

(рис. 7.7) и составляет

15—25°.

В формуле

(7.15)

—

коэффи-

циент

кавитации,

который

принимается равным

0,3—0,4;

коэф-

фициент потерь на входе жидкости в

рабочее колесо насоса

вх

имеет

значение

0,2—0,3.

На следующем этапе определяет-

ся угол

входа жидкости в рабочее

колесо насоса (рис. 7.7); для него

р!

24,2

(djdj)

kjRl.

Для насо-

сов обычно

djd

да

Далее находят

отношение скоростей

X tg fyjtn. Здесь

— отношение про-

екций скоростей потока на радиаль-

ное направление на входе и выходе

рабочего колеса:

гг

1с

1т

= 0,5 4-

4- 1,0 (меньшие

значения

—

для уз-

ких колес); m =

— отношение

диаметров выходных и входных кро-

мок рабочих лопастей, принимаемое

равным

1,3—3,5

(оптимально /га да 2).

Теперь может быть найден

коэффи-

циент теоретического

напора:

,-l-^-ctgp

(7.16)

Коэффициент потерь в

спиральной камере насоса

£„/

l(k\

£„),

где

i„

— коэффициент, учи-

тывающий суммарные потери в спи-

ральной камере (на удар, на трение,

на поворот потока и в диффузоре).

По данным испытаний насосов

= 0,25

0,4.

Отношение скоростей жидкости в

спиральной

камере

c'Jc

=1,1-4-

4-1,3.

Здесь

—

средняя скорость

жидкости в спиральной камере;

с'

—

скорость в конце зоны удара потока

на выходе из рабочего колеса в спи-

ральную камеру.

Гидравлический КПД центробеж-

ного насоса уточняется по формуле

(7.17)

Здесь

— коэффициент потерь на

рабочих лопастях, равный

0,15—0,4

(меньшие значения — для малых уг-

лов

Коэффициенты напора

Н~

и давления

г\

где

~р

р.

Необходимая частота вращения насо-

са

ЦвО

(1—V

)

, (7.18)

где

да

= 0,95

1,0 — коэф-

фициент расхода на входе жидкости

в рабочее колесо;

— количество под-

водов жидкости к рабочему колесу;

— окружная скорость у выходной

кромки рабочего колеса; v

—

коэффициент, учитывающий уменьше-

ние живого сечения подводящего па-

трубка насоса за счет загромождения

его валом с насаженной на него втул-

кой. В одноступенчатых насосах с од-

носторонним подводом среды (насосы

консольного типа) загромождение под-

водящего патрубка отсутствует и

v = 0. Для многоступенчатых насо-

сов и насосов с двусторонним

подводом

= 2) среды к рабочему колесу v =

= 0,2

0,4. Теперь можно найти

общий КПД насоса по формуле

1 +

ут

Здесь

т^

ех

= 0,84

0,98 — механи-

ческий КПД без учета дисковых по-

терь на трение, учитываемых в этой

формуле отдельно (меньшие значе-

ния — для малых машин с подшипни-

ками скольжения);

оц

= 0,01 4-

0,03 — коэффициент утечек;

—

дисковые потери на трение, равные

0,01—0,04;

для ступеней с соотноше-

нием размеров

0,03 (см.

рис. 7.6)

= 0,01

0,02.

Далее по формуле (7.7) может быть

определена мощность привода и вы-

бран двигатель с ближайшими к рас-

четным значениями частоты вращения

и мощности. Запас по мощности дол-

жен быть не более

15—25

%. Измене-

ние частоты вращения влечет за со-

бой изменение отношения диаметров

/га,

или угла

или обеих величин

одновременно. Если, например, из-

меняется коэффициент

ш,

тогда но-

вое значение п определяют методом

последовательных приближений по

формуле (7.18).

121

Не

вдаваясь в детали расчета чис-

ла лопастей рабочего колеса насоса

и их профилей, ограничимся описа-

нием углов в соответствии с рис. 7.7.

Здесь

1р

2р

— входной и выходной

углы рабочих лопастей, причем реко-

мендуется

1р

-т-

50°. Угол у

называется углом атаки: при расчет-

ном режиме (в области максимально-

го КПД) у да

—

-г-

5)°. Входной

угол рабочих лопастей

р\

Угол б называется углом отставания

потока. Рекомендуется иметь

= (3

-=-

8)°, тогда выходной угол ра-

бочих лопастей

2р

Число рабочих лопастей

свя-

зано со средним шагом

лопастей

соотношением

ср

= я

)/z

где

— радиусы входной и выходной

кромок рабочих лопастей. Вводится

понятие длины профиля

(рис. 7.8),

которая для профилей произвольной

формы и при малом угле

2р

прибли-

женно равна

да

(г

—

rj/sin

0,5 X

(Р

1р

2р

Вводится также поня-

тие относительного шага

ср

как от-

ношения

На основании

экспериментальных исследований ра-

бочих колес насосов можно рекомендо-

вать

0,3

-=-

0,5 (меньшие зна-

чения при

2р

> 40 -4- 50°, а боль-

шие при

2Р

= 20

Ч-

25°). Используя

отношение радиусов т =

/г

можно

получить

(7.20)

Лопасти рабочих колес насосов обыч-

но изготовляются в виде дуг окруж-

ности, радиус

гиба

которых (рис. 7.8)

Рис.

7 8. Профили рабочих

лопастей

цен-

тробежного насоса:

Г[

— радиусы входных и выходных кромок

рабочих лопастей; Ьп — длина профиля; г — ра-

диус гиба лопасти;

Л»

—

радиус центров окруж-

ностей гибов

122

, (7.21)

а радиус центров окружностей

#о

=Vrl+r

—

2rr

cosp

(7.22)

7.4. ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ И КАВИТАЦИЯ

В НАСОСАХ

Геодезическая

высота

всасывания

вс

— разность

отметок оси колеса насоса и свобод-

ного уровня в резервуаре, из кото-

рого жидкость всасывается (см.

рис. 7.2). Движение жидкости от по-

верхности свободного уровня до вхо-

да в рабочее колесо происходит за

счет потенциальной энергии всасывае-

мой жидкости. Расход потенциальной

энергии жидкости на ее подъем во

всасывающую воронку колеса и по-

тери энергии на преодоление сопро-

тивления всасывающего трубопровода

при известных условиях ведут к ка-

витации.

Кавитация — это гидроди-

намическое явление в гидравличе-

ских машинах, в том числе в насосах,

зависящее от гидродинамических ха-

рактеристик машины и физических

свойств жидкости, приводящее к раз-

рушению как движущихся, так и не-

подвижных частей гидравлических

машин. Длительная работа лопастных

насосов в условиях кавитации при-

водит к характерному разрушению их

рабочих колес, зависящему от свойств

металла и степени развития кавита-

ции.

Кавитация начинается при паде-

нии давления жидкости до значения,

равного или меньшего упругости ее

насыщенного пара, и сопровождает-

ся нарушением сплошности потока и

образованием пузырей или полостей

(каверн),

заполненных паром.

Кави-

тационные явления могут возникать

также при снижении местного давле-

ния по причинам динамического ха-

рактера.

Проблема кавитации в насосах

стала особенно острой в связи с повы-

шением частоты вращения их рабочих

колес особенно у питательных насо-

сов энергоблоков на сверхкритиче-

ские начальные параметры пара.

Известно несколько видов кавита-

ции гидромашин: а) пузырьковая;

б) в форме каверн ограниченного раз-

мера; в) в форме обширных каверн.

Пузырьковая форма кавитации

обычно развивается около лопастей,

омываемых потоком без значительных

градиентов давления. Происходят воз-

никновение и рост пузырьков,

они

движутся вдоль лопасти колеса и за-

тем разрушаются.

Если в потоке жидкости имеются

местные зоны разрежения, тогда воз-

никают связанные с ними и с обтекае-

мой потоком лопастью насоса кавер-

ны—стационарные

полости, охватыва-

ющие часть лопасти рабочего колеса

при его вращении. При обширных ка-

вернах занятые ими стационарные по-

лости охватывают всю лопасть и замы-

каются за ней. Наблюдения показы-

вают, что такая форма кавитации при

обтекании плоского крылового про-

филя начинается от его входной кром-

ки. В хвостовой части каверна не-

устойчива, здесь от нее периодически

отделяются участки различных раз-

меров и форм, которые затем сносятся

потоком и замыкаются.

В настоящее время принято счи-

тать, что кавитационное разрушение

материала происходит из-за механиче-

ского воздействия кавитирующего по-

тока на материал. Циклический про-

цесс разрушения одних каверн (или

пузырьков) и образования новых за-

ставляет колебаться хвостовую часть

каверны на обтекаемой поверхности.

Степень кавитационного повреждения

лопасти зависит от давления, при ко-

тором происходит разрушение каверн.

Это явление сопровождается ка-

витационными гидравлическими уда-

рами, приводящими материал лопасти

к усталости. Кроме поверхностного

разрушения металла, вызванного

усталостными явлениями в ре-

зультате многократных гидравличе-

ских ударов, имеют место также отрыв

и унос частиц металла жидкостью,

проникающей в поры металла и вы-

талкиваемой из них под действием

колебаний давления жидкости. По-

ристые металлы более подвержены

подобным разрушениям.

Снижение абсолютного давления в

проточной части насоса до давления

упругости пара перекачиваемой жид-

кости, приводящее к кавитации, мо-

жет быть общим для всей системы или

местным. Общее падение давления

может быть вызвано рядом причин:

увеличением геодезической высоты

всасывания или уменьшением подпо-

ра на всасе, снижением абсолютного

давления в системе, ростом температу-

ры перекачиваемой жидкости. Мест-

ное уменьшение давления может быть

связано с причинами динамического

характера: с возрастанием скорости

жидкости вследствие увеличения час-

тоты вращения, с отрывом или сжа-

тием потока, с отклонением линий то-

ка от нормальных траекторий,

При всасывании из открытой ем-

кости, когда на уровень жидкости

действует атмосферное давление, вы-

сота всасывания определяется по фор-

муле

Рб—Рп

(7.23)

Здесь

— давления барометри-

ческое и насыщенного пара при данной

температуре жидкости;

АЯ

ВС

—сопро-

тивление всасывающего трубопрово-

да, м;

— скорость жидкости на

входе в насос, м/с;

Д#

— необходи-

мое избыточное давление во всасываю-

щей воронке насоса сверх давления

насыщенного пара, называемое а н-

тикавитационным

запа-

сом,

м.

Питательные насосы ТЭС всасы-

вают воду с температурой выше

100 °С из закрытых аккумуляторных

баков деаэрированной воды, где име-

ется паровая подушка с равновесным

давлением насыщенного пара, соот-

ветствующим температуре воды. В

этом случае в формулу (7.23) вместо

должно быть подставлено

—

123

давление в деаэраторе. В то же вре-

мя

и формула (7.23) преоб-

разуется к виду

ДЯ

(7.24)

Здесь в отличие от формулы (7.23)

вс

— подпор жидкости над всасы-

вающей воронкой насоса, имеющий

противоположный знак по сравнению

вс

в формуле (7.23).

Требуемый

антикавитационный

за-

пас энергии на всасе насоса

Д#

зависит от его подачи, от частоты вра-

щения и от конструкции входных эле-

ментов лопастного колеса насоса и

может быть определен по формуле

ЬН

К—+К

— - (7.25)

Здесь

с,и

I»!

— абсолютная и отно-

сительная скорости потока во вса-

сывающей воронке насоса и на вход-

ной кромке лопастного колеса (см.

рис. 7.6 и 7.7);

— опытные ко-

эффициенты. Для оптимальных ре-

жимов \

= 1,2. Коэффициент

за-

висит от шага, толщины, формы и

кривизны входной кромки лопасти.

Его оптимальное значение равно

= 0,3.

Склонность рабочего колеса на-

соса к кавитации существенно за-

висит от характера изменения отно-

сительной скорости w обтекания жид-

костью его профиля.

На рис. 7.9 показаны результаты

измерений относительной скорости

потока жидкости вдоль рабочей лопа-

Рис. 7.9. Распределение относительных

скоростей жидкости по обводам профиля

вращающейся рабочей лопасти насоса:

А — входная кромка лопатки; В — выходная

кромка; Sa — путь обхода по лицевой стороне

профиля;

Se—

путь обхода по тыльной стороне

профиля

124

сти насоса. Скорость близка к нулю

в некоторой точке А на входной кром-

ке. На тыльной стороне профиля

она резко возрастает на некотором

удалении от точки А до

макс

замет-

но превышающей относительную ско-

рость набегающего потока вследствие

искривления линий тока при обтека-

нии входной кромки:

макс

Да-

лее на тыльной стороне профиля ско-

рость быстро падает, а затем снижа-

ется более медленно до

— относи-

тельной скорости выхода жидкости

из рабочих лопаток.

На лицевой стороне профиля

на небольшом удалении от точки А

скорость резко возрастает, а затем

сохраняется почти постоянной и лишь

в конце профиля немного возраста-

ет до

Положение точки А на про-

филе зависит от угла атаки

у:

точка

находится на входной кромке (в точ-

ке максимальной кривизны) на режи-

ме обтекания, который принято назы-

вать режимом безударного входа. Угол

атаки

при безударном входе обычно

отрицателен.

Важной характеристикой склон-

ности рабочего колеса насоса к ка-

витации является отношение макси-

мальной относительной скорости

и^макс

скорости набегающего пото-

ка

Отношение связано с упоми-

навшимся выше коэффициентом ка-

витации

соотношением

^к=(^макс/^1)

-1-

(7.26)

Физический смысл коэффициента

кавитации становится понятным пос-

ле установления связи между давле-

нием жидкости и ее относительной ско-

ростью на профиле. Максимальное

местное снижение давления равно:

—

Рмин

- Р

с—

wl)/2

\I2.

(7.27)

Здесь

— давление жидкости перед

рабочими лопастями насоса;

МИ

„

—

минимальное давление у профиля ло-

пасти. Если

мии

будет меньше, чем

давление насыщения, то будет про-

исходить вскипание жидкости и, как

следствие, кавитация. Таким образом,

коэффициент кавитации

является

мерой снижения давления на профиле

лопасти. Желательно иметь значение

минимальным. Для обычных ра-

бочих колес в области расчетных ре-

жимов согласно опытным данным

0,3

-г-

0,4.

Минимальный антикавитационный

запас энергии в уравнении (7.24)

может быть определен в зависимости

от частоты вращения ротора насоса

п и от его производительности (пода-

чи) Q по формуле, предложенной

С. С. Рудневым:

(7.28)

<"КР

Здесь

кр

— коэффициент, выраже-

ние для которого может быть полу-

чено из формулы [7.28]:

Cllp

5,62nQ'/2(A#

MHH

)-3/<.

(7.29)

Выражение (7.29) для

кр

струк-

турно подобно выражению (7.10)

для коэффициента быстроходности

насоса

Разница лишь в том, что

вместо напора насоса

в него вхо-

дит антикавитационный запас энер-

гии на всасе

АЯ

МИН

Это сходство выражений дало ос-

нование назвать

кр

кавитаци-

онным

коэффициентом

быстроходности.

Между

коэффициентом

кр

и быстроходно-

стью

существует зависимость

(7.30)

'-кр

где отношение

А//

мин

/Я-==

х на-

зывается коэффициентом

кавитации Тома. Коэффициент

широко используется при оценке ка-

витационных

качеств осевых насосов.

Для центробежных насосов большее

распространение при оценке кавита-

ционных качеств имеет коэффициент

кр

который получают путем кави-

тационных испытаний насосов. Для

первой ступени многоступенчатых на-

сосов, характеризующихся значени-

ем

..=

-г-

120,

ВНИИгидромаш

получены значения

кр

1500

-г-

-f-

1700.

Кавитация насосов сопровождает-

ся дополнительными явлениями, от-

рицательно сказывающимися на ра-

боте насоса: шумом и вибрацией, сни-

жением КПД и характеристик Н (Q).

Если

< 100, тогда кривые Н

(Q),

КПД и мощности почти не изменяют-

ся с уменьшением давления на вса-

сывании, но резко падают при кави-

тационном срыве. При

= 100

Ч-

-г-

350 кривые Н (Q) и N (Q) снижа-

ются постепенно до тех пор. пока не

будет достигнута точка кавитацион-

ного срыва. Для осевых насосов с

450 нет отчетливо выраженной

точки кавитационного срыва: наблю-

дается лишь постепенное снижение

кривых

(Q) я N (Q). Снижение кри-

вых Н (Q) и КПД может начаться до

достижения давления парообразова-

ния на входе в колесо за счет выделе-

ния воздуха или легкокипящих фрак-

ций из перекачиваемой жидкости.

Для защиты насосов от кавита-

ционного разрушения применяются

меры, не связанные и связанные с из-

менением конструкции насоса. К пер-

вым

относятся:

а) уменьшение сопротивления вса-

сывающих линий (минимальная их

длина, оптимальный диаметр, отсут-

ствие резких поворотов);

б) ограничение скорости жидкости

во всасывающих трубопроводах зна-

чениями

1—2

м/с при определении их

диаметра;

в) недопущение воздушных мешков

при трассировке всасывающих трубо-

проводов (в противном случае преду-

сматриваются устройства для удале-

ния воздуха).

Конструктивные меры предусма-

триваются для первых ступеней мно-

гоступенчатых насосов. К ним отно-

сятся:

а) конструирование насосов с ми-

нимальным значением коэффициента

быстроходности.

и применение ко-

лес с оптимальными входными угла-

ми лопастей;

б) применение оптимального числа

рабочих лопастей z

-г-

8, а при

больших значениях

увеличение чис-

ла лопастей против вышеуказанного;

в) удлинение лопастей в осевом

направлении всасывающей воронки;

125

г) применение гладких стенок и

закругления входных кромок лопа-

стей;

д) устранение резких изменений

направления потока у входа в колесо;

е) применение входного направ-

ляющего аппарата для оптимальной

закрутки потока;

ж) применение шнекоцентробежно-

го колеса у первой ступени;

з) применение первой ступени на-

соса с вихревым отрывом потока;

и) применение бустерных насосов

с пониженной частотой вращения;

к) применение насосов с суперкави-

тирующими лопатками.

7.5. РАБОТА НАСОСОВ НА СЕТЬ

И РЕГУЛИРОВАНИЕ

ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ

Насос и внешняя сеть, на которую

работает насос, образуют единую си-

стему, определяемую равенством по-

дачи Q насоса и количества жидкости,

проходящей по внешней

сети,а

также

равенством напора Я, создаваемого

насосом при постоянной частоте вра-

щения [формула (7.4)], и напора, рас-

ходуемого сетью

[формула (7.6)].

Графически равновесие системы на-

сос—сеть

(Я =

)

выражается точ-

кой пересечения А характеристики

насоса Н

(Q)

с характеристикой се-

ти

(Q),

называемой

рабочей

точкой

(рис. 7.10).

#(n=cons-b)

Рис. 7.10. Характеристики центробежного

насоса (при постоянной частоте вращения)

и сети:

Н — напорная характеристика насоса;

Не

— ха-

рактеристика (сопротивление) сети; Яст — стати-

ческая часть характеристики сети;

Ядг

— дина-

мическая часть характеристики; А — рабочая

точка;

— подача насоса, соответствующая ра-

бочей

точке характеристики

126

В общем случае характеристика

сети

(Q)

состоит из статического

и динамического ее сопротивлений.

Статическое сопротивление не зави-

сит от расхода среды и в формуле

(7.6) определяется суммой:

ст

(р

—

pj/y

где

(р

—

— раз-

ность статических давлений в напор-

ном и приемном резервуарах (см.

рис. 7.2): z — разность уровней жид-

кости в этих же резервуарах.

На рис. 7.10

ст

отложена в виде

горизонтальной прямой линии.

Динамическое сопротивление сети

#д

— c\)l2g + АН зависит от

скорости движения среды по трубо-

проводам сети, а следовательно, и

от ее расхода Q (зависимость квад-

ратичная). В рабочей точке динамиче-

ское сопротивление сети обозначено

через

д1

чему соответствует подача

насоса

В частном случае, если насос ра-

ботает на замкнутую сеть с возвра-

том среды на его всас (например, на-

сосы рециркуляции), статическое со-

противление сети

ст

= 0 независимо

от того, под каким абсолютным дав-

лением находится перекачиваемая

жидкость.

В условиях ТЭС обычно прихо-

дится иметь дело со сложной сетью,

состоящей из нескольких разветвлен-

ных трубопроводов различного диа-

метра и длины, включенных между со-

бой параллельно и последовательно

и расположенных иногда на различ-

ных отметках.

При последовательном соединении

участков и неизменном статическом

сопротивлении всей сети новая харак-

теристика получается суммировани-

ем динамических сопротивлений уча-

стков при заданной подаче. К дина-

мическому сопротивлению первого

участка

д1

добавляется динамическое

сопротивление второго участка

д2

и третьего

дз

и парабола суммарной

характеристики сети

становится

все более крутой (рис.

7.11).

При параллельном соединении уча-

стков характеристика сети получает-

ся суммированием расходов жидкости

через отдельные участки при постоян-

ном напоре.

На рис. 7.12 рассмотрен случай

работы насоса на сеть, в которой

каждый из параллельно включенных

участков с динамическими сопротивле-

ниями

д1

д2

имеет также различное

статическое сопротивление

ст1

ст2

Суммарная характеристика сети

в этом случае изображается ломаной

кривой, состоящей из характеристики

сз

участка 1-2 от нулевой подачи до

точки ее пересечения с линией стати-

ческого напора

ст1

а затем переходя-

щей в кривую

(участок 2-А), по-

лучаемую суммированием подачи

при постоянных значениях на-

пора.

В условиях эксплуатации возни-

кает необходимость регулирования по-

дачи насосов. Регулирование может

осуществляться двумя способами: из-

менением характеристики сети и из-

менением характеристики насоса.

К первому способу

относится дроссельное регу-

лирование, заключающееся в дроссе-

лировании потока жидкости с помо-

щью задвижки на нагнетании насоса.

Дросселировать поток на всасываю-

щей стороне насоса не рекомендует-

ся, так как это может привести к воз-

никновению кавитации. Дросселиро-

вание потока с помощью регулирую-

щей задвижки или клапана на нагне-

тании насоса является наиболее рас-

пространенным, простым и надежным

способом регулирования подачи. Его

недостатком является низкая эконо-

мичность способа, так как регулиро-

вание подачи сопровождается поте-

рей энергии и части напора в дрос-

сельном органе. При дроссельном ре-

гулировании из-за большой местной

скорости изнашивается регулирующий

орган и возникает опасность его не-

плотного закрытия при остановке на-

соса. Для обеспечения минимального

снижения КПД насосного агрегата

при дроссельном регулировании на-

порная характеристика насоса долж-

на быть наиболее пологой.

Дросселирование потока с помо-

щью регулирующей задвижки рав-

носильно введению в сеть дополни-

тельного сопротивления. Статическое

сопротивление сети

ст

при этом не

н<

~Р

—

//(я-cons*)

Рис.

7.Н.

Характеристики насоса и сети

при последовательном соединении трех

участков с одинаковым статическим сопро-

тивлением

Нет'

Яд,,

#Д2

Ядз

— динамические сопротивления

участков; Яс,,

Яг

и Ясз — суммарные характе-

ристики сети при наличии одного, двух и трех

последовательных участков;

Л,—Лз—

рабочие

точки на характеристике насоса;

Q,—Q

— три

значения подачи насоса

изменяется, а к динамической состав-

ляющей добавляется новое сопротив-

ление, и парабола становится более

крутой. Этот метод регулирования

можно пояснить, используя упоми-

навшийся выше рис. 7.П. Каждому

положению регулирующей задвижки

в этом случае будет соответствовать

свой график динамического сопротив-

ления сети.

На рис.

И изображены три ха-

рактеристики сети —

с1

, Я

с2

сз

соответствующие трем положениям за-

"cf

Нет

а*

Q=<?,+Q

Рис. 7.12. Характеристики насоса и сети с

двумя параллельными участками:

Яст, и

Ястг

— статические напоры участков; Яд,

Яд

— динамические сопротивления участков;

Ясь

Яс

и Яс — суммарные характеристики пер-

вого и второго участков и всей сети;

/—2

— сов-

падение характеристики второго участка с ха-

рактеристикой всей сети; А — рабочая точка на

характеристике Я насоса;

Q, Q,

— подача

насоса и расходы жидкости через первый и вто-

рой участки сети

127

Рис.

7.13.

Регулирование производительно-

сти насоса перепуском (байпасированием)

потока:

Яс]

— характеристика основной сети при закры-

том перепуске;

Нсг

— характеристика перепуск-

ной линии; Л,

—рабочая

точка первого режима

(с закрытым перепуском);

— рабочая точка

режима с перепуском;

— подача насоса в пер-

вом режиме;

— подача жидкости в основную

сеть в режиме с перепуском

движки: полностью открытому и раз-

личным степеням прикрытия.

Вторым

способом регу-

лирования производительности насо-

са воздействием на характеристику

сети является байпасирова-

н и е или перепуск части жидкости

из напорной линии на всас насоса.

Этот способ графически изображен на

рис. 7.13.

Напор насоса при открытии пере-

пуска снижается от

до

а пода

Рис.

7.14.

Регулирование подачи насоса

изменением частоты вращения его рабоче-

го колеса:

Н(п,),

Щпг),

Н(п

)

— характеристики насоса при

трех значениях частоты вращения; Не — харак-

теристика сети;

Qi,

— подача насоса при

каждом из трех режимов;

— рабочие

точки для трех режимов

128

ча возрастает от

до

уменьшение

напора вызывает уменьшение расхода

жидкости через основную линию от

до Qi.

С точки зрения экономичности та-

кой способ регулирования приемлем

для насосов с большой быстроходно-

стью

> 250) и для вихревых на-

сосов, у которых мощность падает с

увеличением подачи. В центробеж-

ных насосах с

< 250 регулирование

перепуском вызывает увеличение по-

требляемой мощности и может при-

водить к перегрузке двигателя.

Способы регулирования произво-

дительности изменением характери-

стики насоса в общем являются бо-

лее экономичными. Из них на первое

место следует поставить регулирова-

ние изменением

частоты

вращения рабочего колеса

(рис. 7.14).

Регулирование частоты вращения

легко осуществляется при электродви-

гателях постоянного тока. При пере-

менном токе задача усложняется —

используются асинхронные электро-

двигатели с фазным ротором. Можно

также применять электромагнитную

или гидравлическую муфту. Для пи-

тательных насосов с потреблением мощ-

ности более 12 МВт целесообразно

применение паротурбинного привода,

обеспечивающего плавное регулирова-

ние частоты вращения в широком диа-

пазоне.

Регулирование изменением часто-

ты вращения приводит к новому по-

ложению характеристики насоса, и

рабочая точка перемещается в новое

положение, соответствующее новому

значению подачи. Отличительной осо-

бенностью этого метода является то,

что он не приводит к дополнительным

потерям в системе

насос—сеть.

КПД

насоса сохраняется в первом прибли-

жении постоянным, и этим обеспечи-

вается максимальное значение КПД

насосной установки.

Частота вращения в точке

(рис. 7.14) определяется из уравнения

подобия:

Мощность насоса в точке

. (7.32)

К другим способам регулирования

производительности воздействием на

характеристику насосов относятся ре-

гулирование с помощью входного на-

правляющего аппарата с поворотны-

ми лопатками, позволяющими изме-

нять подкрутку потока на входе на-

соса, и регулирование изменением уг-

ла установки лопастей у рабочего

колеса насоса. Этим способом можно

изменять подачу осевого или диаго-

нального насоса.

В заключение раздела рассмотрим

совместную работу насосов. Под сов-

местной понимается параллельная или

последовательная работа насосов на

данную систему.

В параллельную р а б о -

т у обычно включаются насосы, от

которых зависят надежность, эконо-

мичность и безопасность работы объек-

та (питательные, конденсатные, цир-

куляционные, пожарные и некоторые

другие насосы). Для параллельной

работы обычно применяют однотип-

ные насосы. При параллельной работе

насосов удается расширить диапа-

зон регулирования подачи.

На рис. 7.15 в системе координат

Н—Q

представлены суммарные ра-

бочие характеристики двух одинако-

вых насосов, работающих параллель-

но. Для получения такой суммарной

характеристики параллельной рабо-

ты необходимо удвоить подачи при

одинаковых напорах

—

be.

Мак-

симальная суммарная подача двух

параллельно работающих одинаковых

насосов всегда меньше удвоенной пода-

чи каждого из них при работе на ту же

сеть. Параллельная работа двух на-

сосов с различными характеристика-

ми изображена на рис. 7.16.

Последовательная

ра-

бота.

Если два насоса включены по-

следовательно, тогда суммарные ха-

рактеристики получают сложением на-

поров при одинаковой подаче

(рис. 7.17). Последовательная рабо-

та насосов экономически оправдывает-

ся при крутых характеристиках сети

Рис.

7.15.

Параллельная работа двух оди-

наковых центробежных насосов:

Н,

— характеристика одного насоса;

Hi+

— ха-

рактеристика двух насосов при параллельной ра-

боте;

<2i+2=2Qi

— подача двух параллельно рабо-

тающих насосов;

ст

— статическая характери-

стика сети;

— полная характеристика сети

(включая динамическую часть); Л, и

— рабо-

чие точки при работе одного и двух насосов;

здесь

= bc

Рис.

7.16. Параллельная работа на общую

сеть двух насосов с различными характе-

ристиками:

Я]

— характеристика первого насоса;

—

харак-

теристика второго насоса;

A/i+

— суммарная ха-

рактеристика двух насосов при параллельной ра-

боте, где

cd\

Не—

характеристика сети;

А],

А,+

— рабочие точки при работе первого;

второго и двух насосов одновременно

Иг

Рис. 7.17. Суммарная характеристика двух

насосов при совместной работе на общую

сеть и последовательном включении:

Я, - характеристика первого насоса:

— ха-

рактеристика второго насоса,

Н,+

-суммарная

характеристика двух

насосов,

где

ub=

129