Гидравлические характеристики насосных систем. Полное, статическое и динамическое давление

13-я лекция.

13. РАБОТА НАСОСОВ НА СЕТЬ.

14.1.Баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом.

14.2. Статический напор установки.

14.4.Характеристика работы насоса.

14.4.1.Вакуум во всасывающей линии.

14.5. Регулирование подачи насоса.

14.6. Задачи о работе насосов на сеть.

14.7. Регулирование подачи насосной установки.

14.1.Баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом .

При работе на сеть насосы рассматриваются, как источники, сообщающие жидкости энергию, при этом рабочий процесс насосов не рассматривается.

Для решения задач о работе насосов на сеть используется баланс напоров потока в трубопроводе с включенным в него насосом.

При установившемся движении жидкости в трубопроводе включение в него насоса, как источника энергии, изменяет уравнение баланса напоров.

Напор насоса складывается из разности напоров в конечной и исходной точках плюс потери от начальной точки до конечной точки (рис. 14.1). Напор насоса это энергия, сообщаемая насосом единице веса перекачиваемой жидкости.

H н + H 1 = H 2 + ∑ hп 1-2 , (14.3)

H н + H 1 - h п.вс = H 2 + h п.н. ,

где Н 1 и Н 2 - полные напоры потока в начальном 1 и конечном 2 сечениях трубопровода, ∑ h п1-2 = h п.вс. + h п.н. - сумма потерь напора в трубопроводе между сечениями 1 и 2, то есть во всасывающем h п.вс - и напорном канале h п.н. .

Напор насоса затрачивается на увеличение напора потока и преодоление гидравлических сопротивлений в трубопроводе.

Напоры Н 1 и Н 2 – это напоры в т.1 и т.2. В уравнении напоров (14.1) не учитывается потери между всасывающим и напорным отверстием и (14.1) – это упрощенное уравнение баланса напоров.

14. 2. Статический напор установки.

Сеть, на которую работает насос, может быть простым или сложным трубопроводом, а также включать в ряде случаев гидродвигатели, преобразующие гидравлическую энергию, сообщенную потоку насосом, в полезную механическую работу.

Схема насосной установки при работе насоса на простой трубопровод показана на рис. 14.1. Насос перекачивает жидкость из приемного резервуара А в напорный резервуар В по трубопроводу, состоящему из всасывающей и нагнетательной труб.

Статическим напором установки называют разность гидростатических напоров жидкости в напорном и приемном резервуарах :

(14.3)

Если давление на свободных поверхностях жидкости в резервуарах равно атмосферному, как для установки, изображенной на рис. 14.1, статический напор представляет собой разность уровней жидкости в резервуарах: , т.е. высоту подъема жидкости в установке.

Если давление в резервуарах при работе насоса не равно атмосферному, см. рис. 14.2, например, в питающем резервуаре имеется вакуум, а в напорном резервуаре - избыточное давление больше атмосферного, статический напор равен разности пьезометрических уровней в резервуарах. Статический напор установки

14.3. Потребный напор насосной установки.

Потребным напором установки Нпотр, называют энергию, которую необходимо сообщить единице веса жидкости для ее перемещения из приемного резервуара в напорный по трубопроводу установки при заданном расходе .

14.3.1. При работе насоса на длинный трубопровод, пренебрегают малыми скоростными напорами в резервуарах и скоростным напором на выходе , получим,

(14.4)

где ∑ h п.н. = hп.вс.+ hп.н. - сумма потерь напора:

hп.вс. - во всасывающей линии, включая потерю на входе во всасывающую трубу;

hп.н. – в напорной линии, включая потерю при выходе из нее в напорный резервуар.

14.3.2. При работе насоса на трубопровод, снабженный концевым сходящимся насадком (рис. 14.3), скоростной напор на выходе из насадка сравним с потерями по длине в трубах и должен учитываться в уравнении потребного напора.

Потребный напор при учете скоростного напора равен

(14.5)

где V 2 /2 g - скоростной напор на выходе из напорной трубы (в предположении турбулентного режима, для которого α = 1). Если бы потери на всасывании были значительны, их необходимо было бы учитывать. Поэтому диаметры всасывающих трубопроводов делают больше напорных, существуют нормы на скорости потока во всывающем и в напорном трубопроводе.

14.3.3. При установившемся режиме работы установки, когда расход в системе трубопроводов не изменяется со временем, развиваемый насосом напор равен потребному напору установки:

Нн = Нпотр (14.6)

14.4. Характеристика насоса.

Характеристику насоса при данной частоте вращения составляют следующие показатели:

· подача (объемом жидкости, перемещаемым насосом в единицу времени) Q (м 3 /с),

· напор Н (дж/Н = м)

· потребляемая насосом мощность двигателя Nд, (Вт),

· полезная мощность насоса равна энергии, сообщаемой в единицу времени потоку жидкости, определяемая, как произведение N пн = Q н * ρgH н,

· КПД насоса равный отношению полезной мощности насоса Nпн к мощности, потребляемой насосом, т.е. мощности двигателя Nдв :

(14.7)

Примерный вид характеристики насоса приведен на рис.14.6. Обычно характеристика задается в виде графика или в виде таблицы.

14.5.Вакуум во всасывающей линии.

Напор насоса при известной его подаче может быть измерен с помощью манометров V и М, установленных в его входном и выходном сечениях (рис.14.5).

При расположении насоса над приемным уровнем, открытым в атмосферу, во входном сечении насоса возникает вакуум (избыточное давление Рвс < 0). Выделив подчеркиванием в уравнении 14.9 величины составляющие разряжение, получим значение вакуума во всасывающем патрубке насоса V:

Величина вакуума V на входе в насос определяется высотой столба жидкости для установившегося движения во всасывающей линии, если давление над жидкостью в приемном резервуаре - атмосферное.

Каждому режиму работы насоса в данной установке соответствует "допускаемая вакуумметрическая высота всасывания - Нвак.доп "(допускаемая величина вакуума): Н вак.доп ≤ Рат , т.е. Н вак.доп <0.

Величина Нвак.доп зависит при данном режиме работы насоса от упругости паров жидкости и атмосферного давления.

Вакуум во всасывающем патрубке должен быть меньше "допускаемой вакуумметрическая высота всасывания" : V ≤ Н вак.доп , то есть меньше, чем разрешенное разряжение, которое обеспечивает отсутствие кавитационных явлений в насосе. На рис.14.5 это можно понимать в том смысле, что сумма V ≤ Н вак.доп.

Так как и при эксплуатации насоса должно выполняться это условие V ≤ Нвак.доп , с помощью формулы (14.10) определяется допускаемая геометрическая высота всасывания насоса Zвс.доп . Если Zвс.доп< 0 насос необходимо располагать ниже уровня в приемном резервуаре).

14.6. Работа насоса на сеть. Определение рабочей точки.

При работе насоса на сеть требуется определить рабочую точку или точку совместной работы насоса и установки, т.е. трубопровода.

Задана характеристика установки и требуемая подача Q потр, по характеристике установки подобрать насос для требуемой подачи Q потр.

Методика построения рабочей точки.

1. Начало координат Q - Н располагают на пьезометрическом уровне в приемном (питающем) резервуаре, этот уровень выбирается за начало отсчета напоров.

2. На координатной плоскости Н- Q строится характеристика насоса Hн = f(Q). Обычно она задается графически или таблично.

3. Строится характеристика установки. Характеристика установки является суммой Нст статического напора и характеристики трубопровода - ∑ hп :

в котором ∑ hп - характеристика трубопровода или зависимость суммарных потерь напора в трубопроводе от расхода, включающая потери во всасывающем и напорном трубопроводе.

4. Рабочей точкой установки называется точка пересечения характеристик насоса и трубопровода. По рабочей точке находят величины Q потр и Н потр.

5. При установившемся режиме работы найденные в точке пересечения величины Q потр = Qн, H потр = Hн являются исходными для подбора насоса и двигателя для привода насоса.

Расположение приемного резервуара может быть задано в трех вариантах:1)Нст>0; 2) Нст = 0; 3) Нст < 0, что отмечено на рис.14.6. В зависимости от характеристики установки положение рабочей точки будет разным.

Характеристика трубопровода зависит от режима движения жидкости в трубопроводе.

При турбулентном режиме характеристика трубопровода близка к квадратичной зависимости ∑ h п = k* Q 2 . Коэффициент сопротивления трубопровода k равен сумме коэффициентов k вс всасывающей и напорной k н линий:

k = k вс + k н,

каждый из которых выражается формулой .

Входящие в k величины постоянны, или задаются таковыми в первом приближении, если какая-либо из них неизвестна, чаще других, это относится к λ. Величиной λ задаются и строят график характеристики трубопровода в виде параболы.

Характеристику установки строят, смещая ее по оси напоров на величину Нст, при Нст = 0 характеристика установки проходит через начало координат и в этом случае имеет вид

Нн = ∑ hп.

В этом случае в рабочей точке насоса напор целиком затрачивается на преодоление гидравлического сопротивления системы. К такому типу относятся циркуляционные установки, где приемный и напорный уровни совпадают (рис. 14.7).

При Н ст < 0 (напорный уровень ниже приемного) жидкость может перетекать в нижний резервуар самотеком в количестве Qc, и насос применяется, если нужен расход больший, чем Qнз > Qс (см. рис. 14.7).

Если движение в трубопроводе является ламинарным, характеристику трубопровода выражают формулой ∑ hп = k* Q , в которой коэффициент k трубопровода равен

14.7. Регулирование подачи насоса.

Рабочая характеристика центробежного насоса имеет номинальные параметры, соответствующие долговременному и экономичному режиму работы. Однако возникает необходимость изменения характеристики насоса в соответствие с требованиями создаваемой установки. Существует несколько методов регулирования параметров насосной установки.

14.7.1. Регулирование подачи методом изменения частоты вращения насоса

Пересчет характеристик лопастного насоса при изменении частоты вращения двигателя (рис. 14.8) производится с помощью законов пропорциональности, выражающих свойства подобных режимов работы данного насоса при разных частотах вращения. При этом методе изменяется характеристика насоса, и рабочая точка перемещается по заданной неизменной характеристике установки (рис. 14.8).

Точки каждого семейства подобных режимов лежат в координатах Qн-Н на квадратичной параболе, вершина которой находится в начале координат, это парабола подобных режимов. (рис. 14.8).

При использовании законов пропорциональности касающихся расхода, напора, мощности, делаются следующие допущения.

1. Считается, что сравниваемые подобные режимы находятся в зоне турбулентной автомодельности и изменение числа Рейнольдса не влияет на распределение скоростей в каналах насоса и на их коэффициенты сопротивления.

2. Допускается, что для подобных режимов значения КПД насоса можно приближенно принимать одинаковыми (η 1 = η 2).

3.Допускается, что насос работает на одной и той же жидкости (ρ 1 = ρ 2).

14.7.2.Методика определения новой частоты вращения центробежного насоса при необходимости изменения его подачи (рис.14.9).

Заданы: а) характеристика насоса при n об/мин; б) характеристика трубопровода (установки). в)Точка А их пересечения является рабочей точкой системы: Qн и Нн - подача и напор насоса для этой рабочей точки.

Требуется определить новую частоту вращения насоса n x , при которой подача Q I увеличится (или уменьшится) на m %.

Методика определения частоты.

1. Строятся характеристики насоса и трубопровода (рис.14.9а и 14.9б).

2. По заданному изменению подачи (на ± m%) находим величину Q I и откладываем это значение на оси абсцисс.

3. Проводим вертикальную прямую Q I до пересечения с характеристикой трубопровода , получаем новую рабочую точку В (Q I и H I) установки. Через эту точку должна пройти характеристика насоса при искомой частоте вращения n x .

4. Определяем коэффициент параболы подобных режимов по значениям Q I и H I .

5. Строим параболу подобных режимов H пар.п.р = k*Q 2 и находим точку ее пересечения с характеристикой насоса - С.

6. По значениям Q II и H II в точке С определяем число оборотов насоса по формулам подобия.

14.7.1. Регулирование подачи насосной установки методом дросселирования.

Подачу центробежного (лопастного) насоса можно регулировать методом дросселирования, устанавливая в трубопроводе дроссель с изменяемым сопротивлением (задвижку, вентиль, кран и др.). При изменении открытия дросселя изменяется характеристика установки (крутизна характеристики трубопровода) и рабочая точка перемещается по заданной характеристике насоса (рис. 14.10). Этот способ регулирования подачи связан с дополнительными потерями энергии в дросселе и поэтому неэкономичен.

Подачу лопастных насосов можно также регулировать перепуском жидкости из напорной линии во всасывающую (или в приемный резервуар) через обводную трубу с регулируемым дросселем.

14.9. Регулирование подачи с использованием обводной линии.

На рис. 14.11 дано решение задачи о работе центробежного насоса в установке, снабженной обводной трубой, по которой для регулирования подачи насоса жидкость перепускается из напорной линии во всасывающую.

1. Задается характеристика насоса и величина потребного расхода Qпотр.

2.От Нст строится характеристика установки Нуст= Нст+h AD .

3.Строится характеристика трубопровода h= h CFB .

3. Строится совместная характеристика трубопровода h AD +h CFB .

4.Находится рабочая точка А: пересечение характеристики h AD +h CFB с характеристикой насоса, находятся значения Qн и Нн.

5. Проводится линия Нн параллельная оси абсцисс, при пересечении ее с характеристикой h CFB =f(Q) находится т.В, в которой определяется расход перетечки q через обводную линию и расход в линии СD – Q. Qн = q + Q

14.8. Задачи о работе насоса на сложный (разветвленный)

трубопровод.

Рассматриваются две задачи со схемами: работа насоса на трубопровод с параллельными ветвями и на трубопровод с концевой раздачей.

В первом случае задача решается так же, как и при работе на простой трубопровод, с помощью суммарной характеристики сложного трубопровода, включающей сопротивление его разветвленного участка.

Во втором случае при концевой раздаче рассматривается режим работы центробежного насоса на два напорных резервуара с разными уровнями - гидростатическими напорами жидкости.

В зависимости от соотношений между элементами установки насос может перекачивать жидкость из приемного резервуара А в оба резервуара С и В или может питать вместе с верхним резервуаром В нижний резервуар С.

Решение основано на определении пьезометрического уровня в узле В, при котором выполняется условие баланса расходов в трубах, примыкающих к узлу.

1. Характеристика насоса задана графиком.

2. Величина потерь во всасывающем h AN = hвс трубопроводе и напорном трубопроводе h N В = hн может быть определена по формулам: ∑ h п = kQ 2 , ∑ hп = k* Q.

3. Используя эти формулы можно построить график зависимости напора (пьезометрического уровня) в узле В от подачи насоса, вычитая из ординат напорной характеристики насоса потери напора в трубе АNВ (кривая Н В)

Н В = Нн – hвс- hн.

4. Найдя точку I пересечения линии напора Нв с с характеристикой трубы ВС, построенной от пьезометрического уровня в резервуаре С, определим направление движения в трубе ВD, ведущей в верхний резервуар.

Если эта точка I расположена выше уровня в резервуаре В, то насос питает оба резервуара.

5. В этом случае строим зависимость суммарного расхода в трубах ВС и ВD от пьезометрического уровня в узле В, точка ее пересечения с кривой Нв определяет пьезометрический уровень в узле В, расходы в трубах и режим работы насоса (рабочую точку системы).

6. Если точка пересечения линии Нв и ВС" расположена ниже уровня в резервуаре D, последний питает совместно с насосом резервуар С. В этом случае (штриховые линии на рис. 14.12) строят зависимость суммарного расхода в трубах АВ и ВВ от пьезометрического уровня в узле В (путем суммирования кривых Нв и ВВ по расходам); точка пересечения этой кривой с характеристикой трубы ВС’ является рабочей точкой системы.

8. При параллельной или последовательной работе нескольких насосов для определения режима работы системы следует предварительно построить суммарную характеристику насосов, а затем найти рабочую точку системы обычным способом, т.е. пересечением характеристики насосов с характеристикой установки.

Для построения суммарной характеристики насосов при параллельном их соединении необходимо сложить характеристики насосов по абсциссам (подачам), а при последовательном соединении - по ординатам (панорам).

14.9. Работа параллельных насосов и последовательно

соединенных насосов на простой трубопровод.

На рис. 14.14 показана схема параллельной работы центробежных насосов на простой трубопровод и дано графическое решение этой задачи.

14.10. Особенности работы на сеть насосов объемного типа.

Для объемных насосов (поршневых, роторных и др.) подачу Qн можно в первом приближении принимать не зависящей от развиваемого насосом напора Нн и пропорциональной частоте вращения насоса. Подача поршневого насоса, например, определяется по формуле

где F и S - площадь и ход поршня; n - число двойных ходов поршня в минуту (частота вращения коленчатого вала); z - число рабочих камер (цилиндров) насоса; ηо - коэффициент подачи насоса. В общем виде подача объемных насосов различного типа выражается формулой

где W- рабочий объем насоса (подача его за один оборот вала), зависящий от типа и размеров насоса.

При указанном приближении линии напора Нн = f(Qн) на характеристиках объемных насосов можно показать в виде вертикальных прямых Qн =const, каждая из которых соответствует определенной частоте вращения насоса (рис. 14.16). В действительности подача любого объемного насоса при данной частоте вращения несколько уменьшается с ростом напора насоса.

Определение режима работы объемного насоса в гидросистеме производится так же, как и для лопастного насоса, путем построения на одном графике в координатах Q - Н характеристик насоса и гидросистемы и нахождения точки их пересечения - рабочая точка системы.

Поскольку подача объемных насосов почти не зависит от напора, способ регулирования подачи дросселированием к объемным насосам неприменим (полное закрытие дросселя на выходе из объемного насоса может повлечь за собой аварию, если не предусмотреть специальных предохранительных устройств).

Регулирование подачи в гидросистемах и установках с объемными насосами может осуществляться изменением частоты вращения насоса (см.рис. 14.16) или применением специальных насосов с переменной подачей, в которых на ходу изменяется рабочий объем W. Однако в большинстве случаев регулирование подачи в гидросистемах с объемными насосами производится менее экономичным, но наиболее простым способом перепуска жидкости из напорной линии во всасывающую. Для этой цели применяются различные регулируемые дроссели и переливные клапаны, а также автоматы разгрузки и другие специальные устройства.

На рис. 14.17 показана схема насосной установки с объемным насосом и перепускной трубой, снабженной регулируемым дросселем.

Для определения режима работы насоса при заданном давлении Ро в напорном баке и некотором открытии дросселя можно воспользоваться графическим построением, приведенным на рис. 14.13. При решении аналогичной задачи с лопастным насосом перепускная труба рассматривалась как ответвление трубопровода, на который работает насос с заданной характеристикой.

В ряде случаев более удобным является другой способ решения этой задачи, при котором перепускная труба рассматривается как дополнительный элемент самого насоса, изменяющий его рабочую характеристику. Нанеся на общий график в координатах Q -Н характеристику насоса и характеристику перепускной трубы, следует из первой вычесть вторую по расходам для этого нужно при различных значениях напора насоса вычитать из его подачи расходы в перепускной трубе (поскольку располагаемый напор перепускной трубы равен напору насоса).

Полученная в результате кривая АВ представляет характеристику насоса вместе с перепускной трубой. Пересечение этой кривой с характеристикой гидросистемы (кривая LD определяет рабочую точку системы (точка В), т.е. расходы Q в напорный бак и в перепускной трубе q, а также подачу Qп и напор насоса Нн (рабочая точка насоса С).

При любом другом открытии дросселя изменяется его характеристика, а следовательно, и характеристика насоса вместе с перепускной трубой; при этом рабочая точка системы смещается.

На рис. 14.18 схематически показана установка с объемным насосом и переливным, пружина которого отрегулирована па заданное давление Нрасч, определяющее момент его открытия. На графике показано определение режимов работы насоса, т.е. нахождение рабочих точек, при трех различных давлениях в напорном баке.

Для определения режимов работы насоса следует, как и в предыдущей схеме, из характеристики насоса вычесть характеристику переливного клапана, т.е. получить суммарную характеристику насоса вместе с клапаном (линия АВС). Точки пересечения этой кривой с характеристиками гидросистемы в трех указанных случаях определяют рабочие точки 1, II, III насоса.

Как видно на рис. 14.18, при напорах насоса Нн < Нрасч (случай 3) вся подача насоса идет в напорный бак; при Н > Нрасч (случаи 1 и 2) часть подачи насоса возвращается на сторону всасывания.

Применяя разобранные способы решения задач о работе объемных насосов на сеть, следует иметь в виду, что опытные характеристики объемных насосов обычно даются в виде зависимостей подачи насоса Qн‚ и его КПД от давления насоса Рн(рис. 14.19).

Давление насоса представляет энергию, сообщаемую насосом

единице объема перекачиваемой жидкости, и связано с напором насоса соотношением

Практически величина Рн равна повышнию давления жидкости от всасывающего до напорного патрубков насоса. Полезная мощность насоса выражается формулой

Чтобы разобраться с этим вопросом, разберем основные термины, от которых зависит напор и давление насоса.

Геодезическая (статическая) высота всасывания насоса

Она определяется как разница в геодезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной по-верхностью жидкости в наиболее низко расположенном резервуаре, измеряется в метрах (м).

Статическая высота подачи (статический напор) насоса

Она определяется как разница в геодезическом уровне между выпуск-ным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходимо подать жидкость.

Потери давления насоса на всасывании

Это потери на трение между жидкостью и стенками трубопровода и зависят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления возрастают во второй степени

Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика.

Конечное избыточное давление насоса

Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна подаваться жидкость.

Начальное избыточное давление насоса

Это давление на свободной поверхности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (барометрическое) давление.

Столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидкости и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м2) или в паскалях (Па). Поскольку это очень незначительная величина, в практику эксплуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, названную баром.

Уравнение можно решить в метрах высоты столба жидкости:

ρv ] g ] hv = ρHg ] g ] hHgρv ] hv = ρHg ] hHghv = hHg ]

Чтобы разобраться с этим вопросом, разберем основные термины, от которых зависит напор и давление насоса." />

• плотность (“тяжесть” жидкости)
• давление насыщенных паров (температура кипения)
• температура
• вязкость (“густоту” жидкости)

2. Объем, который необходимо по­дать (расход) 3. Высота всасывания:разница в уровне между насосом и точкой забора жидкости 4. Высота нагнетания: разница в уровне между насосом и наивысшей точкой, в которую пода­ется жидкость 5. Потери давления на всасывании (потери на трение) 6. Потери давления в напорном тру­бопроводе (потери на трение) 7. Конечное избыточное давление 8. Начальное избыточное давление Когда все эти данные известны, мож­но определить режим работы насоса и выбрать его оптимальную модель.

Характеристики жидкости

Для выбора оптимального насоса необходимо иметь полную инфор­мацию о характеристиках той жид­кости, которая должна подаваться потребителю. Естественно, что “более тяжелая” жидкость потребует больше затрат энергии при перекачивании данного объема. Чтобы описать, насколько одна жидкость “тяжелее” другой, ис­пользуется такое понятие, как “плот­ность” или “удельный вес”; этот па­раметр определяется как масса (вес) единицы объема жидкости и обычно обозначается как “ρ” (греческая бук­ва “ро”). Измеряется в килограммах на кубометр (кг/м 3). Любая жидкость при определенных температуре и давлении стремится испариться (температура или точка начала кипения); повышение давле­ния вызывает повышение температуры и наоборот. Таким образом, при более низком давлении (даже воз­можно при вакууме), которое может иметь место со стороны всасывания насоса, жидкость будет иметь более низкую температуру кипения. Если она близка или в особенности ниже текущей температуры жидкости, воз­можно образование пара и возник­новение кавитации в насосе, что в свою очередь может иметь отрица­тельные последствия для его харак­теристик и способно вызвать серьез­ные повреждения (смотрите главу о кавитации). Вязкость жидкости вызывает потери на трение в трубах. Численное значе­ние этих потерь можно получить у из­готовителя конкретного насоса. Необходимо учитывать, что вязкость “густых” жидкостей, таких как масло, с ростом температуры падает. Расход воды Он определяется как объем, кото­рый должен быть подан за указанное время, и обозначается как “Q”. При­меняемые единицы измерения: как правило, это литры в минуту (л/мин) для насосов небольшой мощности/ производительности, кубометры в час (м 3 /ч) для насосов средней про­изводительности и, наконец, кубоме­тры в секунду (м 3 /с) для самых мощ­ных насосов. Размеры поперечного сечения тру­бопровода определяются объемом, который должен быть подан потре­бителю при данной скорости потока жидкости “v”:

Геодезическая (статическая) высота всасывания

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между впускным патрубком насоса и свободной по­верхностью жидкости в наиболее низ­ко расположенном резервуаре, изме­ряется в метрах (м) (рис. 3, поз. 1).

Статическая высота подачи (статический напор)

Она определяется как разница в гео­дезическом уровне между выпуск­ным патрубком и наивысшей точкой гидросистемы, в которую необходи­мо подать жидкость (рис. 3, поз. 2).

Потери давления на всасывании

Это потери на трение между жидкос­тью и стенками трубопровода и за­висят от вязкости жидкости, качества шероховатости поверхности стенок трубопровода и скорости потока жидкости. При увеличении скорости потока в 2 раза потери давления воз­растают во второй степени (рис. 4, поз. 1). Информацию о потерях давления в трубопроводе, коленах, фитингах и т.п. при различных скоростях потока можно получить у поставщика. Потери давления в напорном трубопроводе Смотрите описание, приведенное выше (рис. 4, поз. 2).

Конечное избыточное давление

Это давление, которое необходимо иметь в той точке, куда должна пода­ваться жидкость (рис. 5, поз. 1).

Начальное избыточное давление

Это давление на свободной поверх­ности жидкости в месте водозабора. Для открытого резервуара или бака это просто атмосферное (бароме­трическое) давление (рис. 5, поз. 2).

Связь между напором и давлением

Как можно видеть из рис. 6, столб воды высотой 10 м оказывает такое же давление, что и столб ртути (Hg) высотой 0,7335 м. Умножив высоту столба (напор) на плотность жидко­сти и ускорение свободного падения (g), получим давление в ньютонах на квадратный метр (Н/м 2) или в паска­лях (Па). Поскольку это очень незна­чительная величина, в практику экс­плуатации насосов ввели единицу измерения, равную 100000 Па, наз­ванную баром. Уравнение на рис. 6 можно решить в метрах высоты столба жидкости: Таким образом, высоту столба жид­костей с различной вязкостью можно привести к эквивалентной высоте во­дяного столба. На рис. 7 приводятся коэффициенты преобразования для множества различных единиц изме­рения давления. Ниже показан пример расчета общего гидравлического напора со схемой установки насоса.
Гидравлическая мощность (P hyd) насо­са определяет объем жидкости, пода­ваемой при данном напоре за данное время, и может быть рассчитана с по­мощью следующей формулы:

Пример

Объем в 35 м 3 воды за час должен быть перекачан из колодца глубиной 4 м в бак, размещенный на высоте 16 м относительно уровня установки насоса; конечное давление в баке должно быть 2 бара. Потери напора на трение во всасывающем трубопро­воде принимаются равными 0,4 м, а в напорном трубопроводе составляют 1,3 м включая потери в коленах. Плотность воды предположительно составляет 1000 кг/м 3 и значение уско­рения свободного падения 9,81 м/с 2 . Решение: Общий напор (H): Высота всасывания - 4,00 м Потери напора на всасывании - 0,40 м Высота нагнетания - 16,00 м Потери давления в напорном трубопроводе - 1,30 м Конечное давление: - 2 бара*~20,40м Минус 1 атм**~ -9,87 м Общий напор - 32,23 м Гидравлическая мощность определя­ется по формуле: * В данном примере конечное из­быточное давление дано как абсо­лютное давление, т.е. как давление, измеренное относительно абсолют­ного вакуума. ** Если конечное избыточное давле­ние дано как абсолютное, то началь­ное избыточное давление необходи­мо вычесть, поскольку это давление “помогает” насосу всасывать жид­кость. Вода через всасывающий патрубок насоса попадает на вход рабочего колеса и под действием вращаю­щихся лопаток испытывает положи­тельное ускорение. В диффузоре кинетическая энергия потока преоб­разуется в потенциальную энергию давления. В многоступенчатых насо­сах поперечное сечение диффузора со встроенными неподвижными ло­патками называют “направляющим аппаратом”. Из схемы на рис. 10 видно, что потенциальная энергия в виде давле­ния в насосе растет в направлении от всасывающего к напорному па­трубку, поскольку гидродинамиче­ское давление, создаваемое рабо­чим колесом (кинетическая энергия скорости потока), преобразуется в потенциальную энергию давления в диффузоре.

Рабочие характеристики насоса

На рис. 11 представлена типичная эксплуатационная характеристика центробежного насоса “Q/H”. Из нее видно, что максимальное дав­ление нагнетания достигается, когда подача насоса равна нулю, т.е. когда напорный патрубок насоса закрыт. Как только поток в насосе возраста­ет (увеличивается объем перекачи­ваемой жидкости), высота нагнета­ния падает. Точная характеристика зависимости подачи Q от напора H определяет­ся изготовителем опытным путем на испытательном стенде. Например (рис. 11), при напоре H 1 насос бу­дет подавать объем Q 1 и аналогично при H 2 - Q 2 .

Эксплуатационная характеристика насоса

Как уже было показано выше, поте­ри напора на трение в трубопроводе зависят от качества шероховатости поверхности стенок трубопровода, и квадрата скорости потока жидкости и, конечно же, от протяженности тру­бопровода. Потери давления на трение можно представить на графике “H/Q” как кри­вую характеристики гидросистемы. В случае замкнутых систем, таких как системы центрального отопле­ния, текущая высота нагнетания мо­жет не учитываться, поскольку она уравновешивается положительным напором со стороны всасывающего патрубка.
Потери давления [Па/м] при температуре t = 60°C. Рекомендуемые потери в трубах – не более 150 Па/м.

Рабочая точка

Рабочая точка – это точка пересече­ния графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы. Понятно, что любые изменения в гидросистеме, например измене­ние проходного сечения клапана при его открытии или образование отложений в трубопроводе, сказы­ваются на характеристики гидроси­стемы, в результате чего положение рабочей точки изменяется. Анало­гичным образом изменения в насо­се, например износ рабочего колеса или изменении частоты вращения, вызовут возникновение новой рабо­чей точки.

Последовательно включенные насосы

Многоступенчатые насосы можно рассматривать как пример последо­вательно включенных одноступенча­тых насосов. Конечно, в этом случае невозможно разобщить отдельные ступени, что иногда бывает желатель­но при проверке состояния насоса. Поскольку неработающий насос соз­дает существенное сопротивление, не­обходимо предусмотреть байпасную линию и обратный клапан (рис. 14). Для работающих последовательно насосов общий напор (рис. 15) при любой заданной подаче определяет­ся суммой значений высоты нагнета­ния каждого отдельного насоса.

Параллельно включенные насосы.

Такая схема монтажа используется с целью обеспечения контроля со­стояния насосов или для обеспече­ния эксплуатационной безопасности, когда требуется наличие вспомога­тельного или резервного оборудо­вания (например, сдвоенные насо­сы в отопительной системе). В этом случае также необходимо устанавли­вать обратные клапаны для каждого из насосов, чтобы предотвратить об­разование противотока через один из неработающих насосов. Этим тре­бованиям в сдвоенных насосах удо­влетворяет переключающий клапан типа заслонки. Для параллельно работающих насо­сов общая подача (рис. 17) опреде­ляется как сумма значений подачи отдельных насосов при постоянном напоре.

КПД насоса

КПД насоса показывает, какая часть механической энергии, переданной насосу через его вал, преобразова­лась в полезную гидравлическую энергию. На КПД влияют:

• форма корпуса насоса;
• форма рабочего колеса и диф­фузора;
• качество шероховатости поверх­ности;
• уплотнительные зазоры между всасывающей и напорной поло­стями насоса.

Чтобы потребитель имел возмож­ность определить КПД насоса в кон­кретной рабочей точке, большинство изготовителей насосного оборудова­ния прилагают к диаграммам рабо­чих характеристик насоса диаграм­мы с графиками характеристик КПД (рис. 18).

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют тео­ретическое влияние диаметра ( d ) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Напор пропорционален диаметру во второй степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит напор в 4 раза. Подача пропорциональна диаметру в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит подачу в 8 раза. Потребляемая мощность пропорцио­нальна диаметру в пятой степени: Согласно этой закономерности, удво­ение диаметра повысит потребляе­мую мощность в 32 раза.

Типовые закономерности

Приведенные далее типовые зако­ номерности демонстрируют теоре­ тическое влияние частоты враще­ ния (n) рабочего колеса на напор , подачу и потребляемую мощность . Подача пропорциональна частоте вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в два раза по­высит подачу. Напор пропорционален квадрату ча­стоты вращения: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 4 раза по­высит напор. Потребляемая мощность пропорци­ональна частоте вращения в третьей степени: Согласно этой закономерности, удво­ение частоты вращения в 8 раз повы­сит потребляемую мощность.

Потребляемая мощность

P 1 : Мощность, потребляемая электро­двигателем из электросети. У электродвигателей, непосредствен­но присоединенных к валу насосов, как это имеет место в приводе цир­куляционных насосов, максимальное значение потребляемой мощности ука­зывается на фирменной табличке с тех­ническими данными. P 1 также можно определить по следую­щей формуле: (3-фазные электродвигатели) (1-фазные электродвигатели) где: V = напряжение (В) I = сила тока (A) cos ϕ = коэффициент мощности (-) P 2 : мощность на валу электродвигателя. В случае, когда электродвигатель и на­сос являются отдельными узлами (вклю­чая стандартные и погружные электро­двигатели), на фирменной табличке указывается максимальная мощность на валу электродвигателя. P 3 : Мощность, потребляемая насосом Текущая нагрузка электродвигателя может быть определена по кривой мощ­ности насоса. В случае непосредствен­ного присоединения электродвигателя к валу насосов: P 3 = P 2 . P 4 : Мощность насоса (P hydraulic) Значение мощности насоса определя­ется по формуле:

Адаптация насосов к переменным режимам эксплуатации

Потери давления в гидросистеме рассчитываются для определенных специфических условий эксплуа­тации. На практике характеристика гидросистемы почти никогда не со­впадает с теоретической из-за коэф­фициентов запаса прочности, закла­дываемых в гидросистему. Рабочая точка гидросистемы с насо­сом – это всегда точка пересечения графика характеристики насоса с графиком характеристики гидроси­стемы, следовательно, подача обыч­но бывает больше, чем требуется для новой гидросистемы. Такое несоответствие может соз­дать проблемы в гидросистеме. В отопительных контурах может воз­никать шум, вызванный потоком, в конденсатных системах – кавитация, а в некоторых случаях неоправданно большая подача приводит к потерям энергии. Вследствие этого возникает необ­ходимость смещения рабочей точки (точки пересечения графиков обоих характеристик) путем регулировки насоса и подстройки гидросистемы. На практике применяют один из ука­занных ниже способов:

1. Изменение характеристики гид­росистемы путем прикрытия дрос­сельного клапана (дросселирова­ние) (рис. 22).
2. Изменение характеристики насо­са за счет уменьшения наружно­го диаметра (путем механической обработки) его рабочего колеса (рис. 23).
3. Изменение характеристики на­соса путем регулировки частоты вращения (рис. 24).

Регулирование подачи с помощью дроссельного клапана

Уменьшение проходного сечения дроссельного клапана в гидроси­стеме вызывает повышение потерь давления (гидродинамического на­пора H dyn), делая кривую характери­стики гидросистемы более крутой, в результате чего рабочая точка сме­щается в направлении более низкой подачи (смотрите рис. 25). В результате снижается потребляе­мая мощность, поскольку центробеж­ные насосы имеют характеристику мощности, которая уменьшается при уменьшении подачи. Однако потери мощности при дроссельном регули­ровании в гидросистеме с высоким значением потребляемой мощности будут значительны, поэтому в таких случаях необходимо проводить спе­циальные расчеты для оценки рен­табельности метода регулирования подачи с помощью дроссельного клапана.

Модификация рабочего колеса

В тех случаях, когда снижение про­изводительности насоса и напо­ра требуется постоянно, наиболее оптимальным решением может стать уменьшение наружного диаметра ра­бочего колеса. При этом протачивают по наружно­му диаметру либо все рабочее коле­со, либо только торцы лопаток. Чем больше будет занижение наружного диаметра, тем ниже станет КПД на­соса. Снижение КПД обычно бывает бо­лее значительно в тех насосах, кото­рые работают на высоких оборотах. У низкооборотных насосов оно не столь заметно, в особенности, если уменьшение наружного диаметра не­значительно. Когда уменьшение наружного диаме­тра незначительно, то с достаточно высокой степенью точности можно воспользоваться следующими соот­ношениями: На рис. 27 представлен способ определения заниженного диаметра D x с помощью диаграммы характе­ристики “H/Q” в линейных координа­тах. Начало координат (Q = 0, H = 0) соединяется с новой рабочей точкой (Q x , H x) прямой линией, продолжен­ной до пересечения с характеристи­кой имеющегося насоса (Q, H) в точ­ке “s”. После этого новый диаметр (D x) рассчитывается по следующей формуле: Однако эти зависимости недействи­тельны в случае необходимости значительного снижения произво­дительности насоса. В таком случае рекомендуется проводить заниже­ние рабочего колеса в несколько этапов. Сначала занижение диаме­тра рабочего колеса выполняется до размера, несколько превышающего значение D x , рассчитываемое как указывалось выше. После этого на­сос подвергается испытаниям, после которых можно определить оконча­тельный диаметр. В серийном производстве этого мож­но избежать. Имеются графики ра­бочих характеристик для насосов, оборудованных рабочими колесами с различным занижением наружного диаметра (смотрите рис. 28), непо­средственно по которым можно рас­считать значение D x , используя выше­указанные формулы.

Регулирование частоты вращения

Изменение частоты вращения вы­зовет изменения в рабочих харак­теристиках центробежного насоса. Воспользуемся типовыми законо­мерностями, указанными ранее:

Кавитация

Наиболее часто встречающиеся при эксплуатации насосов проблемы связаны с условиями всасывания на входе гидросистемы и почти всегда они бывают вызваны слишком низ­ким гидростатическим давлением (подпором) на входе насоса. Причина этого может корениться либо в выборе насоса с неоптималь­ными для данных условий эксплуа­тации параметрами, либо в ошибках, допущенных при проектировании ги­дросистемы. Вращение рабочего колеса отбрасы­вает жидкость к поверхности корпуса насоса, в результате чего со сторо­ны всасывающей полости рабочего колеса возникает разряжение. Это вызывает подсос жидкости через всасывающий клапан и трубопро­вод, которая поступает к рабочему колесу, где она опять отбрасывается к поверхности корпуса насоса. Раз­ряжение на входе насоса зависит от разницы между уровнем положения впускного отверстия и поверхности перекачиваемой жидкости, от потерь давления на трение во всасывающем клапане и трубопроводе, а также от плотности самой жидкости. Это разряжение ограничено давлени­ем насыщенного пара жидкости при данной температуре, т.е. давлением, при котором будут образовываться пузырьки пара. Любая попытка сни­зить гидростатическое давление до величины, меньшей чем давление насыщенного пара, приведет к тому, что жидкость отреагирует на это образованием пузырьков пара, по­скольку она начнет закипать. В насосе кавитация возникает тог­да, когда давление с той стороны лопаток рабочего колеса, которая обращена в сторону всасывающей полости (обычно вблизи впускного отверстия насоса), падает ниже дав­ления насыщенного пара жидкости, вызывая образование пузырьков газа. Будучи перенесенными в об­ласти высокого давления в рабочем колесе, эти пузырьки разрушаются (взрываются), а возникающая при этом волна давления может вызвать повреждение насоса (рис. 31). Это повреждение, которое может возникнуть в течение нескольких минут или через несколько лет, на­столько серьезно, что может отри­цательно подействовать не только на насос, но и на электродвигатель. Наиболее уязвимыми деталями при этом являются подшипники, сварные швы и даже поверхности рабочего колеса. Масштабы повреждений рабочего колеса зависят от характеристик ма­териала, из которого оно изготовле­но; например, из таблицы видно, что при одних и тех же условиях ущерб для рабочего колеса из нержавею­щей стали составляет всего лишь 5% от ущерба, причиненного рабочему колесу из чугуна. Потеря в массе различных материалов (при сравнении за основу взят чугун = 1,0): С явлением кавитации связаны также повышенный уровень шума, падение напора и нестабильность эксплуата­ции. Зачастую повреждение остает­ся не выявленным до тех пор, пока насос и электродвигатель не будут подвергнуты разборке.

Расчеты по устранению опасности кавитации

Кавитационный запас H max насоса, необходимый для устранения опас­ности кавитации, рассчитывается следующим образом: H max: Кавитационный запас насоса (смотрите рис. 33). Если он положительный , насос может работать при данной высоте всасывания. Если он отрицательный , для работы насоса необходимо создать условия, при которых он станет положительным. H b: Атмосферное давление со сто­роны насоса; это – теоретиче­ски максимальная высота вса­сывания. Это значение H b зависит от плотно­сти жидкости и значения “g” со сто­роны насоса (рис. 32). H fs: Потери давления на трение во всасывающем клапане и присо­единенном трубопроводе также зависят от плотности жидкости.

NPSH: N et P ositive S uction H ead

Этот параметр отражает минималь­ное давление на всасывании, не­обходимое для безаварийной экс­плуатации. Он характеризует потери давления на трение на участке от всасывающего патрубка насоса до той точки первого рабочего колеса, в которой давление минимально, и определяет гидравлические условия, при которых насос не в состоянии всасывать цельный водяной столб высотой 10,33 м. Таким образом, зна­чение NPSH будет расти с ростом по­дачи, что можно видеть из графика характеристики на рис. 35 конкрет­ного насоса. Для циркуляционных насосов график NPSH не используется; вместо этого на рис. 34 представлена таблица с указанием минимального давления на всасывании, необходимого при различных значениях температуры рабочей жидкости. H v : Этот параметр отражает давле­ние насыщенного пара перека­чиваемой жидкости. Он вклю­чен в уравнение, поскольку при более высокой температуре жидкость начинает испаряться быстрее. H v также зависит от плотности жидкости: H s : Этот параметр представляет собой запас прочности, кото­рый должен определяться в конкретных условиях в зависи­мости от степени надежности и достоверности применяемой методики расчета. На практи­ке его берут равным 0,5-1 м. В случае присутствия в воде газа это значение часто выби­рают равным 2 м.

Как избежать кавитации

Данная аргументация основана на приведенной выше формуле: H max = H b - H fs - NPSH - H v - H s и учитывает влияние каждого из чле­нов уравнения. H max : Насос всегда необходимо уста­навливать как можно ниже или потребуется поднять уровень жидкости со стороны всасыва­ния. Последний способ часто бывает наиболее дешевым ре­шением. Положительное дав­ление на всасывании, созда­ваемое насосом (если таковой имеется) или расширительным бачком, должно поддерживать­ся как можно более высоким. H b : Этот показатель является по­стоянным при перекачивании определенной жидкости в дан­ном месте. H fs : Всасывающий трубопровод должны быть как можно более коротким и иметь минимальное количество колен, клапанов, вентилей и фитингов. NPSH : Следует выбирать насос с наи­меньшим потребным NPSH. H v : Этот параметр может снижать­ся при падении температуры жидкости (температуры окру­жающей среды). H s : Устанавливается индивиду­ально. Наиболее простой способ избежать кавитации – это снизить подачу насо­са путем частичного закрытия нагне­тательного (или напорного) клапана; в результате этого понизится требу­емое значение NPSH и H fs , следова­тельно возрастет значение H max .

Альтернативная методика расчета для устранения опасности кавитации

Многие предпочитают преобразо­вать формулу в функции NPSH сле­дующим образом: Это дает имеющееся значение NPSH available для данной гидросисте­мы, которое затем можно сравнить с требуемым значением NPSH required , указанным на графиках рабочих характеристик соответствующего на­соса. Таким образом, если NPSH available ≥NPSH required кавитации удается избежать. Однако если NPSH available ≤NPSH required то опасность возникновения кавита­ции сохраняется.

Подключение электродвигателя « GRUNDFOS » в соответствии с обозначением на его шильдике

Расшифровка обозначений : “ - “ означает “от - до“; “ / “ означает, что электродвигатель может подключаться двумя разными вариантами; “ D “ обозначение соединения обмо­ток электродвигателя по схеме «тре­угольник»; “ Y “ обозначение соединения обмоток электродвигателя по схеме «звезда». 1 х 220-230 / 240 V

1. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 220-230В.
2. Двигатель может быть подключен в однофазную сеть переменного тока напряжением U = 1 x 240В.

3 х 220 – 240D / 380 – 415Y V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда».
2. Двигатель может быть подклю­чен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «треугольник» (например в Бельгии, в Норвегии, в Италии, во Франции).
3. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 220-240В по схеме «звезда-треугольник».

3 х 380 – 415D V

1. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «треугольник».
2. Двигатель может быть подключен в трехфазную сеть переменного тока напряжением U = 3 x 380-415В по схеме «звезда-треугольник».

Как показал опыт практической работы, связанной с применением насосного оборудования, много людей ошибочно подбирают оборудование, не вникая в физику процесса. Мы хотим дать курс, описывающий физические процессы в гидравлической системе. Эта информация будет полезна всем читателям. Все должно быть достаточно просто, так как при написании серии данных статей, мы руководствовались простотой изложения. Надеемся, информация окажется полезной для Вас.

1. Характеристика системы
Главным назначением гидравлических систем в большинстве случаев является либо подача жидкости из источника к требуемой точке, то есть заполнение резервуара, расположенного на более высокой отметке, либо циркуляция жидкости по всей системе, как способ передачи тепла.
Давление, необходимое для создания потока жидкости, должно быть, подобрано в требуемом значении и должно компенсировать потери в системе. Существует два типа потерь: статический напор и потери напора на трении.

Статический напор - это разница высот между всасывающим и напорными резервуарами, как показано на рис. 1. Он не зависит от значения расхода, как показано графически на рис. 2.
Потери напора на трении (иногда называемые потери динамического напора) возникают во время прохождения перекачиваемой жидкостью труб, клапанов и другого оборудования системы. Данные потери пропорциональны площади пройденной потоком.
Замкнутый контур циркуляционной системы, недоступный воздействию атмосферного давления, имеет только гидравлические потери напора системы на трение, находящиеся в обратной зависимости к значению расхода, как показано на рис. 3.

2. График кривой гидравлической характеристики
Большинство систем имеют одновременно статический напор и потери напора на трении, а большинство случаев, отражено на двух кривых рис. 4 и 5. Значение отношения статического напора к потерям напора на трении, по всему рабочему диапазону, влияет на эффективность, которая должна достигаться при работе двигателей с частотным регулированием.
Статический напор - это особенность индивидуальной системы, уменьшающая данный напор, там где это возможно, обычно это экономит затраты на установку и эксплуатацию насоса. Потери напора на трении должны быть снижены с целью снижения средств на эксплуатацию насоса, но после исключения ненужной трубопроводной арматуры и участка трубы, дальнейшее снижение потерь на напоре будет требовать больший диаметр труб, которые повысят затраты на монтаж.

3. Гидравлическая кривая насоса
Характеристики насоса могут быть также выражены графически, как отношение напора к расходу. Смотрите рис. 6 для центробежных насосов и рис. 7 для поршневых.
Центробежные насосы имеют гидравлическую кривую характеристик, где с увеличением расхода, напор по-степеннно падает, но для поршневых насосов, какое бы ни было значение напора, расход практически постоянный.

4. Рабочая точка насоса
Когда насос устанавливается в системе, то их взаимодействие может быть изображено графически наложением насоса и гидравлической кривой системы, (рис. 8 и рис. 9).
Если фактическая гидравлическая кривая системы отличается от расчетной, то насос будет работать в точке с напором и расходом, отличном от ожидаемого.
У поршневых насосов, если гидравлическое сопротивление системы растет, то насос увеличит давление нагнетания и будет сохранять практически постоянный расход, зависящий от вязкости жидкости и типа насоса. Без использования защитной трубопроводной арматуры значение давления может достичь критической отметки.
Для центробежных насосов увеличение гидравлического сопротивления системы сведет расход в конечном итоге до значения «О», но максимальное значение напора, как показано на рис. 8 ограничивается. Кроме того, при таких условиях возможен непродолжительный период работы насоса. Ошибка расчета кривой гидравлической системы вероятнее всего может также привести к выбору центробежного насоса не отвечающего оптимальным характеристикам.
При подборе насоса большего типоразмера, который будет работать в большем значении расхода или даже в условиях дроссельной системы, дополнительный запас мощности увеличит потребление энергии и сократит срок службы насоса.

Часть 1: Тип гидравлической системы.

Насосная система - достаточно условное, обобщающие понятие, принятое для обозначения совокупности систем и групп оборудования используемых в искусственных напорных гидравлических системах.

Насосная система включает в себя трубопроводную систему, группу насосов, систему управления, диспетчеризации, запорной и регулирующей трубопроводной арматуры.

Соответственно, говоря о типах насосных систем, мы говорим и различных сочетаниях различных типов подсистем, выполняемых насосной системой задач.

Рассмотрим влияние отдельных подсистем и их видов на эффективность и надежность насосной системы в целом…

Первое, что нужно учитывать при анализе существующей насосной системы или проектировании новой, это тип гидравлической системы , который коррелирует с характером выполняемой задачи.

Обычно выделяют два вида гидравлических систем:

1. Закрытые (с закрытым контуром)

2. Открытые (с открытом контуром)

Закрытая гидравлическая система — это система циркуляции по закрытому для связи с атмосферой контуру.

Примером закрытой гидравлической системы является циркуляция в контре системы отопления/кондиционирования (рис. 1):

Основная особенность закрытой гидравлической системы — это отсутствие статической составляющей напора.

Открытая гидравлическая система — это система имеющая связь с атмосферой, выполняющая задачу перекачивания жидкости между двумя, имеющими геодезический перепад точками

Основная особенность открытой гидравлической системы — это наличие геодезического перепада высот между исходной и целевой точками перекачивания, т. е. наличие статической составляющей общего напора.

Примером открытой гидравлической системы являются системы водоснабжения, напорной канализации, дренажа.

Каким же образом, влияет тип гидравлической системы на эффективность и надежность насосной системы в целом?

Для того, чтобы это понять, необходимо вспомнить такое понятие как КПД насоса.

На рис. 2. представлена рабочая характеристика насоса с указанием номинальной рабочей точки.

Номинальная рабочая точка, характеризует производительность насоса в точке максимального КПД насоса (графически — проекция из очки максимального КПД на кривую характеристики насоса).

Максимальная эффективность насоса достигается при работе именно в точке максимального КПД (что в целом должно быть очевидно)

Об этом необходимо помнить при анализе эффективности системы и при подборе насосного оборудования для вновь проектируемой системы.

(На представленной диаграмме мы видим номинальную точку: расход: 323 м 2 /ч, напор — 46,35 м, КПД насоса — 82,6%)

При проектировании новой системы определяется расчетная рабочая точка . Она не всегда ложиться непосредственно на кривую характеристики насоса, но она должна быть обеспечена при работе насоса (быть ниже кривой характеристики).

Фактическая же рабочая точка , будет на пересечении кривой характеристики насоса и кривой гидравлического сопротивления системы, проходящей через расчетную рабочую точку. А вот вид кривой характеристики системы, как раз и зависит от типа применяемой гидравлической системы (закрытой или открытой).

Гидравлическая характеристика системы — это кривая гидравлического сопротивления трубопроводов (динамическая составляющая напора ), скорректированная с учетом напора, необходимого для преодоления геодезического перепада высот в систем (статическая составляющая напора ).

Гидравлическое сопротивление растет с ростом расхода по квадратичной зависимости.

Какие же будут различия закрытой и открытой гидравлических систем?

Как мы уже говорили, основное отличие закрытой и открытой системы заключается в статической составляющей напора. В закрытой системе её нет… Т.е. высота между различными точками трубопроводов в закрытой системе значения не имеет.

Проиллюстрируем на конкретном примере:

Допустим расчетная рабочая точка насоса — расход: 280 м 2 /ч, напор — 35 м.

Вот как будет выглядеть кривая характеристики насоса, кривая характеристики системы и результирующая фактическая рабочая точка в закрытой системе(рис. 3):

На рис. 3., мы видим:

Нашу расчетную точку (расход: 280 м 2 /ч, напор — 35 м).

-характеристику насоса (синяя линия)

-характеристика системы (Красная линия) — это кривая гидравлического сопротивления трубопроводов

-кривая КПД насоса (черная линия)

Как мы помним, максимальная эффективность насоса достигается в номинальной рабочей точке, соответствующей точке максимального КПД (нашем примере: расход: 323 м 2 /ч, напор — 46,35 м, КПД насоса — 82,6%)

Фактическая же точка в закрытой гидравлической системе в данном примере имеет параметры: расход: 322 м 2 /ч, напор — 46,45 м, КПД насоса — 82,6%.

Т.е. мы фактически попали в точку максимального КПД (расход и напор отличаются от номинальных незначительно, КПД полностью соответствует). С точки зрения надежности насоса это достаточно хороший подбор. Этот насос в этой конкретной системе будет работать долго и безотказно.

Однако, для достижения максимальной эффективности, при подборе нужно стремится, чтобы фактическая рабочая точка было максимально близко к расчетной

Такой подбор насоса, как в нашем примере оправдан только в том случае, если кривая характеристики ближайшего меньшего типоразмера насоса оказывается ниже расчетной точки. Для целей данной статьи, мы принимаем, что мы имеем именно такой случай.

В открытой системе картина будет отличаться на столько, на сколько велика статическая составляющая напора.

Статическая составляющая напора — это давление, необходимое для преодоления геодезического перепада в системе. Этот перепад, в отличие от гидравлического сопротивления системы, есть независимо от расхода в системе и нам всегда надо преодолевать этот перепад.

Статическая составляющая не зависит от расхода, как динамическая.

Соответственно, для нахождения фактической рабочей точки насоса, нам необходимо скорректировать кривую характеристики системы с учетом статической составляющей.

В этом случае, кривая характеристики системы строиться уже не из ноля координат, а из точки на оси напора, соответствующей его (напора) статической составляющей.

На рис. 4. представлена кривая характеристики открытой системы со статическим напором 5 м (геодезический перепад высот) с той же расчетной рабочей точкой (расход: 280 м 2 /ч, напор — 35 м).

При той же расчетной точке, фактическая рабочая точка уже сдвигается… расход: 327 м 2 /ч, напор — 45,98 м. КПД уже падает на 0,1% (82,5%)…

Если геодезический перепад будет значительным — параметры фактической рабочей точки могут измениться критически!

На следующей диаграмме (рис. 5) представлена система с все той же расчетной точкой 280 м 2 /ч, 35 м, но со статической составляющей напора в 27 м.

Как видно, фактическая точка отличается значительно (расход: 372 м 2 /ч, напор — 41,2 м. КПД упал уже на 2%) и опасно приблизилась к краю рабочей характеристики насоса.

Если статическую составляющую принять — 29 м, то фактически этот насос в такой системе работать уже не будет…

Как видно из рис. 6, программа подбора характеристику системы уже не строит…. Фактической рабочей точки на кривой характеристики насоса просто нет…

Неработоспособность насоса в системе, это хоть и самая серьезная, но только одна из опасностей невнимательного отношения к типу гидравлической системы и игнорирования статической составляющей напора.

В данном примере насос работать просто не будет, и неправильный подбор будет налицо… Есть с кого спросить...

Есть и другие случаи, которые не столько очевидны, но имеют не менее серьезные последствия… И неочевидность их лишь усугубляет решение проблем, которые, порой, длятся годами...

Еще два момента необходимо учитывать:

1. Если фактическая рабочая точка насоса далеко от номинальной, а, соответственно, от точке максимального КПД насос, то имеет место очевидное снижение эффективности насосной системы. В нашем примере снижение КПД не велико, однако не все электродвигатели имеют такую пологую кривую КПД, и отклонения от точки максимального КПД насоса может повлечь значительное снижение КПД насоса (на 10 и даже 20%).

2. Отклонение от номинальной рабочей точки влечет также снижение надежности насоса. Выход рабочей точки за пределы рабочего диапазона насоса резко снижает надежность его работы. Подробнее об этом читайте в статье «КПД насоса и его надежность».

Грамотный подбор насосов и анализ системы требует квалификации, времени, но уделять внимание этому вопросу необходимо, так как любая из описанных ситуаций в конечном итоге ведет к потере денег, ресурсов, а, зачастую, и репутации.

Поэтому всегда лучше обратиться за помощью к узким специалистам для решения подобных специфических задач.