УМКД ГНП. УМКД, НПС, МиО ГНП , Kovalenko_2005_1. Учебнометодический комплекс для студентов специальности 170 05 01 Проектирование, сооружение и эксплуатация
 Скачать 6.46 Mb.
|
|
2.8. Уравнение Эйлера для работы лопастного колеса Для определения суммарного момента реакции лопаток рабочего колеса при взаимодействии их с потоком жидкости необходимо воспользоваться теоремой об изменении момента количества движения. Согласно этой теореме при установившемся движении изменение момента количества движения потока жидкости, проходящее через рабочее колесо нагнетателя в единицу времени, равно моменту сил реакции лопаток. Применяя данную теорему к движению жидкости через рабочее колесо нагнетателя, допустим, что это движение установившееся, струйное, без гидравлических потерь. Рассмотрим изменение момента количества движения массы жидкости за 1 с. При этом масса участвующей в движении жидкости составит m = ρ Q (2.52) где ρ – плотность жидкости, Q подача нагнетателя. Рис. 2.15. Кинематика потока в рабочем колесе нагнетателя Момент количества движения относительно оси рабочего колеса во входном сечении при скорости движения в этом сечении C 1 M 1 = ρ Q c 1 Момент количества движения на выходе из рабочего колеса M 2 = ρ Q c 2 r 2 , где r 1 и r 2 – расстояния от оси колеса до вектора входной и выходной скоростей Сумма моментов сил ( ) 2 1 2 2 1 1 c M M M Q c r c r = − = Так как 1 а, 2 2 2 cos 2 D r = α , то 2 1 2 2 1 1 cos cos 2 2 c D D M Q c c ⎛ ⎞ = ρ α − α ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ ∑ . (2.53) На массу жидкости, заполняющую межлопасные каналы рабочего колеса, действуют 4 группы внешних сил сила тяжести, силы давления все- чениях (входа-выхода), динамические силы (центробежные силы) со стороны рабочего колеса и силы трения жидкости на обтекаемых поверхностях c G P F K M M M M M = + + + ∑ Момент силы тяжести всегда равен 0, так как плечо этих сил равно 0 они проходят через ось вращения колеса. Момент сил давления в расчетных сечениях по той же причине 0. А поскольку силами трения пренебрегают, то момент сил трения равен 0. Следовательно, момент всех внешних сил относительно оси вращения колеса сводится к моменту динамического взаимодействия рабочего колеса на протекающую через него жидкость, те) Известно, что мощность, передаваемая жидкости рабочим колесом, те. произведение М К на окружную скорость равна произведению расхода на теоретическое давление т, создаваемое нагнетателем 0 W T M QP = . (2.55) Следовательно, уравнение (2.53) с учетом выражений (2.54) и (2.55) будет иметь вид 2 1 0 2 2 1 1 cos cos 2 2 T D D QP w Q c c ⎛ ⎞ = ρ α − α ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ . (2.56) Известно, что окружные скорости u 1 и u 2 можно представить в виде 1 2 1 0 2 0 ; 2 2 D D u w u w = = , (2.57) из этого следует 1 1 2 2 0 0 ; 2 2 D u Подставив эти выражение в формулы (2.56) и (2.57) и разделив его на Q, получим ( ) 2 2 2 1 1 1 cos cos T P c u c u = ρ α − α (2.58) или с учетом того, что или P = ρ g H, уравнение (2.58) примет вид ( ) 2 2 2 1 1 1 2 2 1 1 cos cos u u T c u c u u c u c H g g ρ α − α − = = . (2.59) Зависимость (2.59) называют основным уравнением лопастных нагнетателей или уравнением Эйлера. Уравнения (2.58) и (2.59) выведены из условия пренебрежения силами трения и учетом того, что рабочее колесо имеет бесконечное число тонких лопаток ( z = ∞ ). Известно, что в рабочие колеса большинства центробежных нагнетателей жидкость поступает радиально ( α = 90 0 , следовательно, с = 0) поэтому уравнение (2.58) и (2.59) можно записать в виде 2 2 2 2 cos T u u P u c c = ρ α = ρ ; (2.60) 2 2 u T u c H g = (2.61) Для осевых нагнетателей в силу того, что переносные (окружные) скорости на входе и выходе одинаковы уравнение (2.59) имеет вид 2 1 ( ) u u T u c c H g − = (2.62) Основное уравнение лопастного нагнетателя показывает, что теоретическое давление и напор, тем больше, чем больше окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса u = π D 2 n, те. чем больше его диаметр, частота вращения и угол β 2 2.9. Влияние угла ( β 2 ) выхода потока на напор нагнетателя Угол выхода потока β 2 зависит от формы лопаток. Существуют три вида лопаток загнутые (походу вращения) назад с радиальным выходом загнутые вперед. а) б) в) Рис. 2.16. Зависимость угла выходы от формы лопаток При равных геометрических размерах колеси постоянном значении u 2 c возрастанием β 2 увеличивается окружная составляющая абсолютной скорости с. Следовательно, с увеличением β 2 напор насоса увеличивается и у рабочего колеса с лопатками, загнутыми вперед, он будет наибольшим. Однако в практике насосостроения чаще используют рабочие колеса с лопатками, загнутыми назад. Это объясняется следующими причинами 1. Основным назначением нагнетателей является создание статистического напора, а колеса с лопатками загнутыми вперед обладают малым коэффициентом статического напора (с < 0,5). У рабочих колес с радиальными лопатками с = 0,5, ас лопатками, загнутыми назад, (с > 0,5), (k = c H H ). Основное увеличение напора у них происходит за счет возрастания динамической составляющей скорости (с. 2. Лопатки, загнутые назад, с гидродинамической точки зрения более удобнообтекаемые при переменном режиме работы нагнетателей, диапазон скоростей безотрывного обтекания значительно шире. Следовательно, гидравлические потери при движении жидкой среды по каналам будут меньше, а КПД насоса выше. Обычно принимают следующие значения углов входа и выхода для лопаток, загнутых назад β 1 = 14 – 25 0 β 2 = 15 – 40 0 Действительное давление и напор, развиваемый нагнетателем, меньше теоретических. Давление, развиваемое нагнетателем, уменьшается главным образом из-за того, что при конечном числе лопастей рабочего колеса не все частицы жидкости отклоняются равномерно, вследствие чего уменьшается абсолютная скорость (с. Влияние конечного числа лопастей учитывается введением поправочного коэффициента К, 2 2 1 2 1 3,6 sin 1 1 K Z r r = β + ⎛ ⎞ − ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ , (2.63) где Z – число лопастей (6 – 12), характеризующего уменьшение величины с u 2 Кроме того, часть энергии расходуется на преодоление гидравлических сопротивлений, которые учитываются гидравлическим КПД Т = ( 2 0,8 0,95 η = − ). (2.64) С учетом этих поправок полное давление 2 2 2u P K u c = η . (2.65) Полный напор 2 2 2 u u c P K g = η . (2.66) Угол α 2 принимают обычно в пределах 8 – 14 Полное давление (напор) можно выразить в виде зависимости от абсолютной, переносной и относительной скоростей потока. Для этого еще раз воспользуемся треугольником скоростей (см. рис. 2.14). Согласно теореме косинусов имеем 2 2 1 1 1 1 1 1 2 cos W U C U C = + − α ; (2.67) 2 2 2 2 2 2 2 и подставив в уравнение (2.69), вместо значения 2 2 2 1 1 1 1 1 1 2 cos U C U C W α = + − ; 2 2 2 2 2 2 2 2 2 2 cos U C U C W α = + − , получим 2 2 2 2 2 1 2 1 ( ) ( ) 2 2 2 T P C C W W ρ ρ ρ = − + − − . (2.68) Из уравнения видно, что давление, создаваемое нагнетателем, складывается из прироста кинетической энергии абсолютного движения, повышения статического давления от работы центробежных сил и преобразования кинетической энергии относительного движения в межлопастных каналах. Отношение скорости закручивания к окружной скорости называется коэффициентом закручивания ϕ 1 2 1 2 1 2 ; U U C C U U ϕ = ϕ Отношение полного давления Т к динамическому P d = 2 2 2 U ⋅ρ , где скорость потока равна окружной скорости U 2 , получило название коэффициента полного давления 2 2 2 2 2 2 2 / 2 U U T d U C C P P U U ρ ψ Коэффициент давления находят опытным путем 60 2.10. Контроль работоспособности насосных агрегатов Контроль работоспособности насосных агрегатов осуществляется при проведении диагностических контролей (оперативного, планового, не- планового) по параметрическими вибро-акустическим критериям, а также по техническому состоянию отдельных узлов и деталей, оцениваемому при выводе насосов из эксплуатации. Для проведения диагностических контролей используется виброап- паратура с возможностью измерения спектральных составляющих вибрации, шумомеры с возможностью измерения октавных составляющих, приборы, позволяющие определять техническое состояние подшипников качения или аналогичные им, нос большими функциональными возможностями отечественного или зарубежного производства. Средства контроля вибрации и методы вибродиагностики должны обеспечивать решение следующих задач – своевременного обнаружения возникающих дефектов составных частей оборудования и предотвращения его аварийных отказов – определения объема ремонтных работ и рационального их планирования корректировки значений межремонтных интервалов и прогнозирования остаточного ресурса составных частей оборудования по его фактическому техническому состоянию – проверки работоспособности оборудования после монтажа, модернизации и ремонта, определения оптимальных режимов работы оборудования. Все магистральные и подпорные насосные агрегаты должны быть оснащены контрольно-сигнальной виброапаратурой (КСА) с возможностью контроля текущих параметров вибрации, автоматической предупредительной сигнализацией и автоматическим отключением при предельно допустимом значении вибрации. До установки контрольно-сигнальных средств контроль и измерение величины вибрации осуществляются портативными (переносными) средствами виброметрии, которые должны быть на каждой НПС. Контроль уровня вибрации вспомогательных насосов – насосов откачки утечек, мас- лонасосов, насосов систем водоснабжения и отопления и др. должен осуществляться с помощью переносной аппаратуры. Датчики контрольно-сигнальной виброаппаратуры устанавливаются обязательно на подшипниковой опоре магистрального и горизонтального подпорного насосов для контроля вибрации в вертикальном направлении. Для вертикальных подпорных насосов датчики устанавливаются на корпусе опорно-упорного подшипникового узла насоса для контроля вибрации в вертикальном (осевом) и горизонтально-поперечном направлениях. При наличии многоканальной виброаппаратуры рекомендуется дополнительно устанавливать датчики для контроля вибрации в горизон- тально-поперечном и осевом направлениях каждого подшипникового узла. Вертикальная составляющая вибрации измеряется на верхней части крышки подшипника над серединой длины его вкладыша. Горизонтально-поперечная и горизонтально-осевая составляющие вибрации измеряются на уровне оси насоса против середины длины опорного вкладыша. Вибрация всех элементов крепления насоса к фундаменту измеряется и контролируется в вертикальном направлении. У насосов, не имеющих выносных подшипниковых узлов (насосы со встроенными подшипниками, вибрация измеряется как можно ближе коси вращения ротора. При определении шумовых характеристик измеряются в соответствии с ГОСТ 23941 уровень запуска L A , дБ, в контрольных точках уровень звукового давления L i , дБ, в октавных полосах частот (от 31,5 до 8000 Гц) в контрольных точках. Таблица 2.5 Нормы вибрации магистральных и подпорных насосов Среднее квадратическое значение виброскорости, мм 2 /с Оценка вибросостояния насоса Оценка длительности эксплуатации До 2,8 Отлично Длительная Свыше 2,8 до 4,5 Хорошо Длительная Свыше 4,5 до 7,1 (для номинальных режимов) Удовлетворительно необходимо улучшение. Ограниченная Свыше 4,5 до 7,1 (для режимов, отличных от номинального) Удовлетворительно Длительная Свыше 7,1 до 11,2 (для режимов, отличных от номинального) Удовлетворительно необходимо улучшение Ограниченная Свыше 11,2 Недопустимо Недопустимо Примечание. При режимах перекачки, отличных от номинального, и интенсивности насоса при этом свыше 7,1 до 11,2 мм длительность эксплуатации магистральных и подпорных насосов ограничивается до замены рабочих колес насосов на колеса соответствующей подачи. Таблица 2.6 Предельно допустимые нормы вибрации при эксплуатации насосов вспомогательного оборудования Высота оси вращения ротора, мм Среднее квадратическое значение вибро- скорости, мм 2 /с До 80 1,8 От 80 до 132 2,8 От 132 до 225 4,5 Свыше 225 7,1 Приборы, применяемые для измерения шумовых характеристик, число точек измерения и измерительные расстояния определяются ГОСТ 12.1.028., технической документацией на конкретный шумомер и условиями эксплуатации диагностируемого оборудования. При определении шумовых характеристик (базовых и текущих, должны соблюдаться одинаковые условия измерений (режим работы и количество работающего оборудования, режим работы вентиляционного оборудования и т. д) При измерении шумовых характеристик во взрывоопасных зонах следует применять приборы соответствующего исполнения, либо соблюдать условия безопасного проведения работ, допускающие применение приборов в обычном исполнении. Допустимые уровни вибрации (нормы) приведены в табл. 2.5 и 2.6. По результатам диагностических контролей принимается решение о выводе насосов в ремонт (текущий, средний или капитальный) или их дальнейшей эксплуатации. 3. Материалы, использованные в процессе обучения и контроля 3.1. Материалы к лекциям План лекций. Лекция 1 – общие сведения о насосах – основные параметры работы центробежных насосов – характеристика лопастных насосов – последовательное соединение насосов – параллельное соединение насосов. Лекция 2 – изменение насосных характеристик – изменение характеристик насоса изменением диаметра рабочего колеса – изменение характеристик насоса изменением числа оборотов ротора нагнетателя – изменение характеристик насоса методом байпасирования; – пересчет характеристик центробежных насосов своды на вязкие нефтепродукты – пересчет характеристик центробежных насосов своды на вязкие нефтепродукты по РД 39-30-990-84. Лекция 3 – кинематика потока в рабочем колесе нагнетателя – уравнение Эйлера для работы лопастного насоса – влияние угла ( β 2 ) выхода потока на напор нагнетателя – контроль работоспособности насосных агрегатов. 3.2. Задания для лабораторных работ Лабораторная работа №1 Изучение конструкции динамического (центробежного) насоса Цель работы. – изучение конструкции динамических нагнетателей. Основные сведения. Нагнетателями называются гидравлические машины, в которых механическая энергия приводного двигателя преобразуется в энергию перемещаемой жидкости. Нагнетатели делятся на объемные и лопастные. Центробежные нагнетатели, наряду с вихревыми и осевыми, принадлежат к лопастным нагнетателям, общим признаком которых является способ преобразования энергии двигателя перемещаемой жидкости. Если в объемных нагнетателях жидкости сообщается энергия давления непосредственно рабочим органом (вытеснителем) путем сжатия ее и вытеснения из рабочего объема, тов лопастных нагнетателях рабочий орган (рабочее колесо) сообщает жидкости кинетическую энергию, превращаемую затем в специальных устройствах (например, спиральных камерах) в энергию давления. Центробежные насосы Основным рабочим элементом центробежного нагнетателя (рис. 2.17) является рабочее колесо 1 с лопатками 6, установленные навалу внутри неподвижного корпуса 3 спиральной формы. Рабочее колесо 8 (рис. 2.18) состоит из двух фасонных дисков переднего (со стороны всасывания, заднего 10 и лопаток, расположенных между дисками и чаще всего изогнутых в сторону, противоположную направлению вращения колеса (обычно 5 – 7 шт. Диск 10 имеет ступицу для посадки колеса навал. Вал служит для передачи крутящего момента отвала двигателя. Корпус 2 нагнетателя (рис. 2.17) соединен патрубками со всасывающими нагнетательным 7 трубопроводами. Рис. 2.17. Принципиальная схема центробежного насоса Рис. 2.18. Конструкция центробежного насоса К Рис. Продольный разрез насоса 24 НД -14 х1 Фланцы – входного, II – напорного патрубков – проставок ; 2 – маслоподающая трубка 3 зубчатая муфта 4 - маслоотводящая труба 5 кольца 6 – маслоподводящая трубка 7, 18 - подшипники скольжения 8, 20 корпуса подшипников 11 – торцевое уплотнение 13 – рабочее колесо 14 – труба отвода пере 5ачиваемой жидкости 16 труба отвода жидкости камера 19 – радиально -упорные шарикоподшипники 21 – болты Всасывающий патрубок 7 (рис. 2.18), являющийся конструктивной частью передней крышки корпуса, обеспечивает вход жидкости во всасывающее отверстие колеса с минимальными гидравлическими потерями на трение и с равномерным, симметричным распределением скоростей по живому сечению потока. Рабочая камера 9, выполняемая в форме логарифмической спирали, служит для плавного отвода жидкости, поступающей из рабочего колеса в нагнетательный трубопровод и для постепенного уменьшения скорости движения жидкости с целью преобразования ее кинетической энергии за рабочим колесом в потенциальную энергию давления. Направление вращения рабочего колеса определяется именно формой улитки рабочей камеры. На наружной стенке заднего диска может быть выполнено уплотняющее цилиндрическое кольцо, а в диске – несколько отверстий 11, соединяющих всасывающую полость 8 с полостью В, с целью выравнивания давлений по обе стороны диска и уменьшения осевой силы. Уплотнительное кольцо препятствует перетеканию жидкости из полости нагнетания 9 в полость всасывания и таким образом служит для улучшения объемного КПД нагнетателя, а также препятствует повышению давления в полости В. Колеса крепятся навалу посредством шпонок 12 и установочных гаек 13. На противоположном от колеса конце вала имеется или шкив, или уп- руго-пальцевая 14, или зубчатая полумуфта для соединения с валом двигателя. Для предотвращения утечек жидкости из нагнетателя пользуются сальниками. Простейший сальник применяется в нагнетателях общего назначения и состоит из эластичной набивки 16 и нажимной втулки 17, прижимающей набивку к поверхности корпуса и втулки (гильзы) вала. Набивка состоит из асбестовых или текстильных колец, пропитываемых графитом, парафином или неопреном. Кольца могут быть армированы проволокой. Обычное число 4, ноне болеет. к. может возникнуть неравномерный прижим колец к втулке 20 вала, что повлечет повышенный износ втулки. При температуре выше 105 С текстильные кольца чередуются сколь- цами из антифрикционного материала, отводящие тепло отвала к корпусу, снабжаемому водяной рубашкой. Если давление всасывания ниже атмосферного или если необходимо исключить контакт набивки с абразивными частицами перекачиваемой жидкости, или необходима полная герметизация нагнетателя, в середине набивки устанавливается специальное полое фонарное кольцо 18 (фонарь) с радиальными отверстиями, вовнутрь к которому подводится заградительный поток жидкости 19 из полости нагнетания. Нажимная втулка также может охлаждаться водой, отводимой в дренаж. Шнуровая сальниковая набивка складывается отдельными кольцами, а не наматывается спирально навал, в противном случае жидкость может просочиться по виткам получившейся спиральной канавки. У малых и средних нагнетателей вода для охлаждения сальника к грандбуксе 21, имеющей кольцевую канавку с радиальными отверстиями подается вовнутрь. Грандбукса – втулка корпуса перед сальником со стороны всасывания, обычно выполняется из цветного металла, зазор между валом и грандбуксой 0,2 – 0,3 мм. У нагнетателей, в которых заградительный поток подается к фонарю сальника, грандбукса кольцом не снабжается (рис. 2.18). Наряду с сальниковыми уплотнениями, используются торцевые уплотнения, обладающие следующими преимуществами 1. Минимальными утечками и минимальными потерями мощности. 2. Автоматической работой, не требующей специального ухода и регулировки. 3. Малой чувствительностью к боковым смещениями биениям вала, работоспособностью при высоких окружных скоростях (свыше 40 мс. 4. Возможностью работы в любой среде при высоких термических и механических нагрузках, при соответствующем подборе трущихся пар. В торцевых уплотнениях уплотняющая поверхность располагается в плоскости, перпендикулярной коси вращения вала. Уплотнение осуществляется между неподвижной 2 и вращающейся 1 деталями, которые прижимаются друг к другу пружиной 8. Подвижный в осевом направлении элемент имеет вклейку из графита пли бронзы на эпоксидной смоле. Для снижения перетечек жидкости из области повышенного давления в область пониженного (в частности из полости набегания в полость всасывания, применяются уплотнительные кольца 15, образующие между колесом и корпусом зазор прямой, ступенчатой или лабиринтной формы рис. 2.18). Кольца защищают корпус и колесо от износа и могут являться сменными деталями. Для присоединения манометра и вакуумметра в напорном и всасывающем патрубках (рис. 2.18) часто выполняются резьбовые отверстия 22. В верхней части корпуса имеются отверстия 23 для заливки, краники для выпуска воздуха при заполнении нагнетателя жидкостью. В нижней части – для слива остатка воды 24. Для малых нагнетателей в качестве радиальных опор применяются шарико- и роликоподшипники. При больших окружных скоростях их ра- ботocпcoбнoсть резко снижается, ив таких случаях используются подшипники скольжения с принудительной смазкой. Между колесом и корпусом оставляется небольшой зазор (до 0,25 мм. Центробежные насосы не обладают самовсасывающей способностью, те. способностью припуске засасывать жидкость без предварительного заполнения всасывающей линии трубопровода. Центробежный насос подвержен явлению кавитации – при недостатке жидкости, происходит резкое падение давления во всасывающем патрубке, вследствие чего начинается мгновенное вскипание жидкости и на поверхности рабочего колеса образуются пузырьки воздуха. При их схлопывании, от поверхности отрываются частицы металла (эффект микровакуумного взрыва. Явление кавитации также возникает вовремя запуска центробежного насоса при закрытой задвижке на всасывающем трубопроводе. Работа центробежного нагнетателя характеризуется производительностью, напором Н, полезной мощностью и КПД. Производительностью или подачей нагнетателя называется объем жидкости, подаваемой им в гидросистему в единицу времени, и обычно ее выражают в мс или м 3 /ч. Производительность нагнетателя измеряется расходомером. устанавливаемым в напорной линии испытуемого нагнетателя. Под напором нагнетателя понимают удельную энергию Е, приобретаемую единицей веса жидкости, проходящей через нагнетатель и израсходованную на преодоление статической (или геометрической) высоты подъема жидкости и сопротивлений движению жидкости во всасывающем ив напорном трубопроводах. Напор измеряют высотой столба перекачиваемой жидкости. Конструктивные разновидности нагнетателей По конструктивным признакам нагнетатели классифицируются следующим образом I. Нагнетатели консольного типа (рис. 2.18). Основным признаком является посадка рабочего колеса на конце вала. Подвод нагнетателя – прямоосный конфузор 7 – выполнен в крышке нагнетателя. Отвод – спиральный. Осевое усилие уравновешивается при помощи уплотнительного кольца 10 и разгрузочных отверстий 11. Сальник снабжен гидравлическим затвором 18, жидкость к нему подводится через отверстие 19. Область параметров нагнетателя Q = 15 – 360 м 3 /час; Нм вод. ст β = 50 – 84 % (0,50 – 0,84). Консольные нагнетатели маркируются двумя цифрами и буквами передними. К – консольные нагнетатели для перемещения чистой воды и нефтепродуктов. П – песковые для перемещения взвесей твердых частиц до 6 % концентрации. Ф – фекальные для перемещения загрязненных жидкостей, цифра в знаменателе указывает на подачу в м 3 /ч, в числителе – напор в м. Например, К 8 / 18, (Q = 8 м 3 /ч, Нм, Ф 51 / 58. 2. Одноступенчатые нагнетатели двустороннего всасывания (рис. 2.19). Двустороннее рабочее колесо в силу симметрии разгружено от осевого усилия. Подвод нагнетателя – полуспиральный. Разъем корпуса – продольный (горизонтальный, причем напорный и всасывающий трубопроводы подключены к нижней части 2 корпуса, что облегчает разборку нагнетателя. Для фиксации вала в осевом направлении пакет подшипников снабжен радиально-упорными шарикоподшипниками 19. Область параметров м 3 /ч; Нм вод. ст β = 64 – 93 %. Рис. 2.20. Принципиальная схема работы центробежного насоса Экспериментальные установки для испытания центробежных нагнетателей Установки для испытания центробежных нагнетателей выполняются открытыми и закрытыми. Схема установки открытого типа приведена на рис. 2.21. Нагнетатель 1 забирает воду из приемного резервуара 17 по всасывающему трубопроводу 3 и подает ее по напорному трубопроводу 4 в тот же резервуар. На входе всасывающего трубопровода установлен пятовой клапан 18, необходимый при заливке трубопровода перед пуском нагнетателя. На всасывающем трубопроводе расположены также задвижка 8 и бачок и вакуумметр 10, необходимые при кавитационных испытаниях нагнетателей. При нормальных испытаниях задвижка 8 должна быть полностью открыта. На напорном трубопроводе установлен манометр 9, расходомер 5 и регулировочная задвижка 7. К. расходомеру подключен дифференциальный манометр 6. По показаниям манометра 9 и вакуумметра 10 определяют напор нагнетателя, а по расходомеру 5 – производительность нагнетателя, задвижкой 7 устанавливается режим работы нагнетателя. Нагнетатель приводится в движение балансирным электродвигателем. Частота его вращения определяется тахометром 12. Перед пуском нагнетатель и всасывающий трубопровод заполняются водой из водопровода через кран 15. При этом воздух удаляется через краны 14 и 19, установленные в верхних точках бачка 11 и нагнетателя 1. На рис. 2.22 приведена схема закрытой испытательной установки. Нагнетатель подключен к герметичному гидробаку 17. На всасывающем трубопроводе нагнетателя установлен манометр 10 (для нормальных испытаний нагнетателя) и вакуумметр (для кавитационных испытаний нагнетателя. На напорном трубопроводе размещены манометр 9, расходомер 5 с дифференциальным манометром и регулировочная задвижка 6. Мощность нагнетателя определяется при помощи балансирного электродвигателя 2, частота вращения которого измеряется тахометром 12. Вакуум-насос 16 в этой установке служит для создания различных разрежений. Рис. 2.21. Принципиальная схема экспериментальной установки открытого тина для испытания центробежного нагнетателя Рис. 2.22. Принципиальная схема экспериментальной установки закрытого типа для испытания центробежного нагнетателя Оформление отчета Отчет должен содержать 1. Цель работы. 2. Схему центробежного нагнетателя. 3. Вывод о преимуществах / недостатках конструкций центробежного насоса. Лабораторная работа №2 Испытание динамического (центробежного) нагнетателя Цель работы. – испытание центробежного нагнетателя на установке открытого типа, оборудованной измерительной аппаратурой, предназначенной для определения основных параметров производительности Н, напора нагнетателя Н, мощности N, полезной мощности Па также КПД Основные сведения. Величинами, характеризующими работу насосов независимо от их принципа действия и назначения, являются подача (производительность, давление, напор, мощность, КПД, коэффициент быстроходности и допускаемый кавитационный запас. Производительностью или подачей нагнетателя называется объем жидкости, подаваемой им в гидросистему в единицу времени, и обычно ее выражают в мс или м 3 /ч. Производительность нагнетателя измеряется расходомером, устанавливаемым в напорной линии испытуемого нагнетателя. Различают объемную и массовую подачу насоса. Первая выражается в кубических метрах в секунду, вторая — в килограммах в секунду. Между объемной Q и массовой М подачами существует следующая зависимость / Q M = ρ, где ρ – плотность жидкости. На практике объемную подачу выражает в кубических метрах в сутки, литрах в час или секунду массовую подачу – в килограммах (тоннах) в час. Давление полное р создаваемое в насосе, определяют как разность давлений в напорном р н и входном р в патрубках насоса, сложенную сдав- лением, соответствующим разности кинетической энергии в этих патрубках, и давлением, необходимым на преодоление вертикального расстояния между местами установки манометра и вакуумметра ( ) 2 2 2 H B H B H B v v p p p z z g − = − + ρ + − ρ , где нив средние скорости жидкости на выходеиз насоса и на входе в него н – в – разность высот между местами измерения давлений g – ускорение силы тяжести. Прирост энергии подаваемой жидкости чаще всего выражают в линейных единицах, те. в единицах напора. Под напором нагнетателя понимают удельную энергию Е, приобретаемую единицей веса жидкости, проходящей через нагнетатель и израсходованную на преодоление статической (или геометрической) высоты подъема жидкости и сопротивлений движению жидкости во всасывающем ив напорном трубопроводах. Напор измеряют высотой столба перекачиваемой жидкости. Величина его определяется уравнением 2 2 2 2 H H B B H B H B P v P v H E E Z Z g g ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ = − = + + − + + ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ γ γ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ , (2.69) где Е Н , Р Н , 2 Н – соответственно удельная энергия, давление, отметка ордината) и скоростной напор потока в нагнетательном трубопроводе, те. в сечении 2-2 (рис. 2.20), где подключен манометр Е В , Р В , 2 В – тоже во всасывающем трубопроводе в сечении 1-1, где подключен вакуумметр 73 β – удельный вес жидкости g – ускорение силы тяжести (гравитационное ускорение. Правая часть уравнения (2.69) является уравнением Бернулли для сечений и 2-2 относительно произвольной плоскости сравнения 0-0. На практике чаще в качестве плоскости сравнения берется свободная поверхность жидкости 0-0 в питающем резервуаре, а вместо нив нив высоты нагнетания и всасывания. Уравнение (2.69) после преобразования можно записать в виде Н = h вак + h ман + ∆Z + 2 Н, (2.70) где h вак – показание вакуумметра В h ман – показание манометра М вертикальное расстояние между точками подключения вакуумметра и манометра. или Н = (Н – В) + 2 2 2 Н В Н В Р Р v v g g − − + ρ , (2.71) Манометрическим напором называют сумму первых двух членов соотношения) или напор, который определяется по показаниям приборов у всасывающего и напорного патрубков НМ = (Н – В) + Н В Р Р g − ρ (2.72) Следовательно, напор нагнетателя Н = НМ + 2 2 2 Н В v v g − , (2.73) те. напор нагнетателя равен манометрическому напору плюс разность скоростных напоров в нагнетательном и всасывающем патрубках нагнетателя. В действующих нагнетательных установках манометрический напор определяется соотношением Нм = К М М + К В В + ∆Z, (2.74) где КМ и КВ – коэффициенты пересчета Ми В – показания соответственно манометра и вакуумметра ∆Z – расстояние между напорами манометра и вакуумметрам принимается со знаком “+”, если манометр расположен выше вакуумметра, и со знаком “–” – если он расположен ниже вакуумметра. Если манометр и вакуумметр имеют шкалу, градуированную в кг/см 2 , то КМ = Кв = 10; если вакуумметр градуирован в мм рт. ст, то Кв = 0,0136; если же манометр градирован в МПа, а вакуумметр в кПа, то Км = 100, а Кв = 0,1. В случае расположения оси нагнетателя ниже уровня жидкости в приемном резервуаре манометрический напор определяют по соотношению НМ = КМ ММ) где M 1 и М – показания манометров соответственно на напорном и всасывающем патрубках нагнетателя. Разность скоростных напоров можно вычислить, пользуясь формулой 2 2 2 2 2 2 2 4 4 1 1 1 0,0827 2 2 4 4 Н В Н В Н В v v Q Q Q g g d d d d ⎡ ⎤ ⎛ ⎞ ⎛ ⎞ ⎢ ⎥ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎛ ⎞ − ⎢ ⎥ = ⋅ − = ⋅ − ⋅ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎢ ⎥ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎝ ⎠ π ⋅ π ⋅ ⎜ ⎟ ⎜ ⎟ ⎢ ⎥ ⎝ ⎠ ⎝ ⎠ ⎣ ⎦ (2.76) где Q – подача нагнетателям Ни В – диаметры напорного и всасывающего трубопроводов, м. Напор, сообщаемый жидкости вихревым насосом, равен Н = ( ) Н В ρ − Различают полную и полезную мощность нагнетателей. Полезная мощность нагнетателя П – это мощность, сообщаемая нагнетателем подаваемой жидкости П = , 102 Q H γ ⋅ ⋅ кВт ПСИ кВт, (2.77) где J и СИ – удельный вес жидкости соответственно в кгс/м 3 и Нм Q – производительность нагнетателям с Н – напор, м. Соотношения между единицами мощности следующие 1 Вт = 1 Дж/с; 1 л. с. = 736 Вт = 0,736 кВт. Полезная мощность вихревого насоса может быть вычислена по формуле П = (П – В) Q. Полная мощность или мощность электропривода нагнетателя кВт , (2.78) где U – напряжение, В I – ток, А. КПД нагнетателя можно определить по формуле η = П, (2.79) где П – полезная мощность нагнетателя N – мощность нагнетателя, определяемая мощностью установленного электродвигателя, которым нагнетатель приводится в действие. Описание лабораторной установки На рис. 2.23 представлена схема лабораторной установки для испытания центробежных нагнетателей, у которых ось нагнетания находится ниже уровня жидкости в приемном резервуаре. В состав установки входят – испытуемые нагнетатели Н (центробежный) и Н (центробежный – бак для жидкости (воды – расходомеры Р и Р, которые используются для измерения расхода жидкости – вентили В и В – краны К1...К19; – манометры ММ, используемые для измерения давления. Насосы следует эксплуатировать при максимальном значении КПД, т. е. при оптимальном режиме с соответствующими значениями объемной подачи Q и напора Н Режим работы насоса, обеспечивающий заданные технические показатели, называют номинальным. Однако на практике насосы работают и на других режимах, при иных значениях Q и Н Поэтому возникает необходимость определения зависимости напора, подводимой мощности и КПД от подачи. Графическую зависимость основных технических показателей насоса от подачи при постоянных значениях частоты вращения, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос называют характеристикой насоса (примерна рис. 2.24). Установить теоретическим путем характер изменения этих величин с необходимой для практики точностью весьма сложно, так как многие факторы пока не поддаются точному определению. Необходимые зависимости получают опытным путем в результате испытаний насосов при постоянной частоте вращения и дросселировании потока на нагнетании. При построении характеристики насоса подачу откладывают по оси абсцисса напор, потребляемую мощность N аг и КПД – на отдельных масштабных шкалах по оси ординат. Для построения характеристики Н принимают полный напор, который иногда называют дифференциальным или манометрическим. Обычно кроме названных зависимостей на график наносят допустимый доп и критический кр кавитационные запасы, как функции подачи Q. Характеристика дается заводом-изготовителем и является обязательной составной частью паспорта насоса, приводится в каталогах и прейскурантах. Характеристика центробежных насосов имеет большое практическое значение. Она позволяет подбирать насос для работы в заданных условиях, показывает возможные режимы его работы. Нормальные испытания нагнетателя в лабораторных условиях проводят на 10 (16) режимах, начиная с максимальной подачи и кончая нулевой. Порядок проведения работы для испытания центробежного нагнетателя 1. Вентили В и В открыть полностью. Открыть кран К (кран открыт, если рукоятка крана находиться параллельно оси крана. Остальные краны должны находиться в закрытом положении. 2. Включить электродвигатель испытуемого нагнетателя. 3. Дать поработать нагнетателю некоторое время на максимальной подаче с целью удаления из системы воздуха и прогрева подшипников. 4. Определить максимальную подачу нагнетателя по показаниям расходомера Р. 5. Снять показания манометров Ми М. 6. Краном К установить меньшую подачу нагнетателя и вновь снять показания приборов. 7. Записать в протокол испытаний нагнетателя показания приборов. 8. Повторить пункты 5 и 6 до установления нулевой подачи (не забывайте, что длительная работа при нулевой подаче неблагоприятна для насоса. 9. Полностью открыв кран К, дать поработать нагнетателю некоторое время на максимальной подаче. 10. Отключить электродвигатель, закрыть вентили В и В и кран К. Рис. 2.23. Схема установки для испытаний нагнетателей Рис. 2.24. Характеристика центробежного насоса КМ из сети |