Процессы и аппараты нефтегазо- переработки. процессы и аппараты химической и нефтехимической технологии куиии д., Левеншпиль о

• Название: процессы и аппараты химической и нефтехимической технологии куиии д., Левеншпиль о
• Анкор: Процессы и аппараты нефтегазо- переработки.docx
• Дата: 05.05.2018
• Размер: 2.36 Mb.
• Имя файла: Процессы и аппараты нефтегазо- переработки.docx
• Тип: Документы; #18896
• страница: 12 из 60

(Ш,6)

с\—с\ !/?—«? а)2__и,2

2g ⁺ 2g + 2g

Я_т


с₂и₂ cos а.₂ — cos а_г
ё


(111,7)

Уравнение (III,6) позволяет вычислить так называемый теоретический напор. Заменив w- —wl через уравнения (111,1) и (111,2), получим

Это уравнение, называемое основным уравнением центробежного насоса, получено Эйлером. Оно справедливо для расчета теоретического напора любых лопастных машин.

Для снижения потерь напора и безударного ввода жидкости в колесо скорость подвода жидкости к его каналам должна практически совпадать с абсолютной скоростью на входе в колесо. Обычно жидкость входит в колесо в радиальном направлении, т. е. а_г = 90° и cos = 0. В этом случае второй член в уравнении (III, 7) исключается. Из уравнения (III, 7) следует, что для получения Н_Т > 0 необходимо, чтобы угол а₂ был меньше 90°, т. е. направление абсолютной скорости с₂ должно по возможности ближе совпадать с направлением переносной скорости и,. Обычно сс₂ = 8—15°.

Действительный напор Я_д, создаваемый насосом, меньше теоретического по следующим причинам:

1. 
   наличие гидравлических сопротивлений при движении жидкости в каналах колеса;
   
2. 
   наличие конечного числа лопаток толщиной б, вызывающих неравномерное распределение скоростей по сечению каждого канала.
   

883. 
     Поэтому величину действительного напора Н_д вычисляют с учетом двух поправочных коэффициентов: гидравлического к. п. д. т]_г и коэффициента К, зависящего от формы и числа лопаток
     
884. 
     Я_д = Н_тЦгК = ^с*“^{2 cos}-^a2

^Cl“^{l cos} г|_г/С s; (Ш,₈)

§ §

В среднем r|_r =0,80—0,95; К =0,75—0,85.

Основные расчетные параметры насоса. При расчете и проектировании насосных установок для обеспечения заданной производительности насоса необходимо рассчитать высоту всасывания; напор, создаваемый насосом, потребляемую насосом мощность.

Высота всасывания должна быть такой, чтобы обеспечить подъем жидкости по всасывающему трубопроводу. В насосе необходимо создать такое разрежение, чтобы давление р_в в нем было меньше давления р_г на свободной поверхности заборного резервуара. Разность давлений р₁ —р_в является движущей силой, заставляющей жидкость перемещаться из резервуара в насос.

^3- = Я


ВС


Отсюда геометрическая высота всасывания

Pi—Рв ““вс ,


И_я


Рё


2g


(П1,9)

Уравнение Бернулли для концевых сечений всасывающего трубопровода имеет вид

а давление в насосе

(111,10)

^юв<

Рв =Pl — Рё(^Нвс +йас) — р—Y

Из полученных уравнений следует, что высота всасывания может быть тем больше, чем меньше потери h_BC и скорость жидкости w_BC во всасывающем трубопроводе.

При нормальной работе насоса давление р_в не должно быть слишком низким, а должно быть больше давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости Р_{аш п}, которое отвечает температуре кипения жидкости, т. е. температуре перекачиваемой жидкости

Рв^> Рн.П (111,11)

Если условие (111,11) не выполняется, то в этих зонах происходит усиленное парообразование вследствие закипания жидкости; при этом образуются полости, заполненные парами жидкости и выделяющимся из нее воздухом. Это сопровождается нарушением сплошности жидкостного потока в колесе насоса и отрывом потока жидкости от лопаток. При попадании такой неоднородной жидкости в область более высокого давления происходит конденсация паров и захлопывание образовавшихся паровых полостей. Внешне это проявляется в снижении подачи, шуме, ударах. Длительная работа в таком режиме может привести к разрушению насоса. Рассмотренное явление называется кавитацией (от латинского слова «кавитас» — полость).

Чтобы исключить появление кавитации, давление всасывания должно отвечать соотношению

Рв — Pi — PS (Нвс ^вс) — Р 2 ер > Рн.п (Ш Л2)

где р '— полное давление, развиваемое насосом, р — рgH\ о — коэффициент кавитации.

Для геометрической высоты всасывания получим формулу

^{Нвс(1П,13)}

Коэффициент кавитации рассчитывают по специальным формулам в зависимости от производительности насоса, числа оборотов рабочего колеса и напора.

Как следует из приведенных уравнений, при перекачке горячих нефтепродуктов, давление насыщенных паров которых в этих условиях достаточно велико, требуется иметь подпор перекачиваемой жидкости на всасывающей линии насоса, т. е. заборный резервуар должен быть установлен выше насоса.

Полным или манометрическим напором насоса Н называется напор, создаваемый насосом для подъема жидкости, преодоления гидравлических сопротивлений во всасывающих и нагнетательных трубопроводах и разности давлений на стороне нагнетания и всасывания, т. е.

Я^Я_вс + Я_н + А_вс + Л„+^=^- (111,14)

Если подача (производительность) насоса будет Q, то полезная мощность, сообщаемая жидкости, будет равна

N_r = p_SQH (111,15)

Фактическая мощность N, потребляемая насосом, больше полезной мощности вследствие потерь энергии в насосе и в передаче. Это обстоятельство учитывается введением к. п. д. насоса т)

N = ^Nt - = (111,16)

Г) Т)

Обычно к. п. д. насоса г) = 0,6—0,8.

Объемный расход жидкости, протекающей через рабочее колесо, с учетом сужения живого сечения колеса лопатками толщиной б₂ на выходе при их числе г (см. рис. II1-2) определится из выражения

Q = (2лг_а — z6₂) Ь,с_т2 (111,17)

где 6, — ширина лопатки на выходе; с_от< — скорость выхода жидкости из колеса в радиальном направлении (см. рис. II1-2).

Рабочая характеристика центробежного насоса. Центробежные насосы выпускаются заводами на определенные производительность Q, высоту напора Я, частоту вращения п и мощность N. При этом насос должен работать в области максимального к. п. д. Однако при эксплуатации часто приходится использовать насос для других условий работы, что изменяет все его рабочие показатели. С этой целью необходимо знать взаимосвязь между всеми рабочими параметрами насоса.

Если рассмотреть треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса

Рис. I1I-3. Треугольник скоростей на выходе из рабочего колеса.

(рис. III-3), то при изменении частоты вращения рабочего колеса насоса с п на п' получим новый треугольник скоростей, подобный исходному (углы а₂ и р₂ сохраняются). Отсюда следует, что

_0l_ _ JjL _{= = =} JL (111,18)

^и'х с' ш' с' п'

Сравнив это соотношение с уравнением (III, 17), получим

(III,19)

Q п

W "га⁷

г. е. производительность насоса пропорциональна частоте вращения рабочего колеса. Согласно уравнениям (III, 8) и (III, 18), отношение развиваемых насосом напоров при разном числе оборотов будет равно

^Яд ₌ Ц₂с₂ _ / в У (111,20)

Яд «2^с2 V"' /

т. е. развиваемый насосом напор пропорционален квадрату частоты вращения. Поскольку потребляемая насосом мощность N QH_a, при разных числах оборотов получим соотношение

т. е. гидравлическая мощность пропорциональна кубу частоты вращения. Приведенные зависимости называются законом подобия.

На практике полученные зависимости строго не соблюдаются, так как с изменением одного рабочего параметра изменяю.ся и другие, в частности к. п. д. насоса. Поэтому для каждого насоса следует определять эти зависимости из опыта.

Зависимость между напором Я_д, мощностью N, к. п. д. насоса г| и его производительностью Q при постоянной частоте вращения рабочего колеса изображается графически и называетсяхарактеристикой насоса. Общий вид подобной характеристики приведен на рис. II1-4.