Параметры насоса: 2Г Основные технические показатели насосов

2Г Основные технические показатели насосов

ОСНОВНЫЕ ТЕХНИЧЕСКИЕ ПОКАЗАТЕЛИ НАСОСОВ

Работа насосов характеризуется рядом параметров, основными из которых являются подача, напор (давление), потребляемая мощность, полезная мощность, КПД.

Рассмотрим каждый из основных параметров подробнее.

1. Подача насоса Q – количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени.

Считая, что в насосе жидкость практически не сжимается, чаще всего пользуются объёмной подачей (м³/с), реже – массовой подачей (кг/с).

2. Напор насоса H – разность энергий единицы веса жидкости в сечении потока после насоса и перед ним (или приращение удельной энергии перекачиваемой жидкости на участке от входа в насос до выхода из него). (см. фрагмент № 1Г, рис. 1).

где z₁ – расстояние от оси всасывающего патрубка до плоскости сравнения, м;

z₂ – расстояние от оси нагнетательного патрубка до плоскости сравнения, м;

р₁ и р₂ – абсолютные давления жидкости на входе и выходе насоса, Па;

V₁ и V₂ – скорости жидкости на входе и выходе насоса, м/с.

Напор насоса выражается в метрах водяного столба.

Давление насоса р и его напор Н связаны соотношением р = ρgH, где ρg – удельный вес рабочей жидкости.

3. Мощность насоса N – энергия, подводимая от двигателя к насосу в единицу времени (Вт). N = М_кр·n, где М_кр – крутящий момент на валу двигателя; n – частота вращения вала.

4. Полезная мощность N_п – мощность, сообщаемая насосом жидкости (Вт). N_п = рQ, где р – давление, Па; Q – объёмная подача, м³/с.

5. Мощность насоса N больше полезной мощности N_п на величину потерь. Эти потери оцениваются КПД насоса η = .

Каждый насос снабжён паспортом, в котором приведена характеристика насоса, то есть зависимость основных параметров от подачи (для динамических насосов) или от давления (для объёмных насосов).

Подробнее о характеристике центробежного насоса см. Фрагмент № 3Г, о характеристике поршневого насоса см. Фрагмент № 4Г.

ПРИМЕЧАНИЕ.

Для любителей точных формулировок приводим выдержки из ГОСТ 17398 – 72:

ОБЪЁМНАЯ ПОДАЧА НАСОСА – отношение объёма подаваемой жидкой среды ко времени.

НАПОР НАСОСА – величина, определяемая зависимостью .

МОЩНОСТЬ НАСОСА – мощность, потребляемая насосом.

ПОЛЕЗНАЯ МОЩНОСТЬ НАСОСА – мощность, сообщаемая насосом подаваемой жидкой среде и определяемая зависимостью N_п = рQ.

КПД НАСОСА – отношение полезной мощности к мощности насоса.

Главные показатели и характеристики автоматических насосов для воды

Классификация и основные параметры насосов

Насосы классифицируют по принципу действия, назначению и по многим другим признакам (роду перекачиваемой жидкости, типу приводного механизма, расположению вала привода, способу крепления и т. д.). По принципу действия судовые насосы делят на лопастные и объемные.

Лопастными называют насосы, в которых перемещение жидкости происходит в результате взаимодействия лопасти рабочего колеса насоса с потоком жидкости. На судах применяют лопастные насосы трех типов: центробежные, осевые и вихревые, отличающиеся направлением течения жидкости в рабочем колесе насоса и способом приращения механической энергии жидкости.

В центробежных насосах поток входит в рабочее колесо в осевом направлении, а выходит из него — в радиальном. Приращение энергии создается за счет центробежных сил инерции жидкости. В осевых насосах поток входит в рабочее колесо и выходит из него в осевом направлении. Приращение энергии происходит вследствие реакции лопастей на жидкость.

В вихревых насосах поток подходит к рабочему колесу и отходит от него в радиальном направлении. Приращение энергии происходит в результате динамического воздействия лопастей на движущуюся жидкость.

Объемными насосами называют те насосы, в которых для перемещения жидкости в требуемом направлении изменяется объем полости заполненной жидкостью. Жидкость из полости вытесняется рабочим органом. Рабочий орган может двигаться поступательно (поршни, плунжера) или вращаться (винты, шестерни, эксцентрики). Насосы с рабочим органом, движущимся поступательно, называют поршневыми, движущимся вращательно — роторными.

На судах используют поршневые насосы двух типов: собственно поршневые, а также роторные насосы четырех типов: винтовые, роторно-поршневые, шестеренные и водокольцевые.

В поршневых насосах жидкость вытесняется из цилиндра уплотненным поршнем.

В скальчатых насосах жидкость вытесняется из цилиндра скалкой, имеющей диаметр меньше диаметра цилиндра. Приращение механической энергии жидкости в этих насосах происходит вследствие воздействия на жидкость поршня или скалки, совершающих возвратно-поступательное движение.

В винтовых насосах жидкость вытесняется из рабочих полостей входящими в зацепление поверхностями вращающихся винтов.

В роторно-поршневых насосах жидкость вытесняется из цилиндров вращающегося ротора поршнями синхронно вращающегося наклонного приводного диска.

В шестеренных насосах жидкость вытесняется из рабочих полостей входящими зацепление поверхностями зубьев шестерен.

В водокольцевыхнасосах перекачиваемая жидкость вытесняется из эксцентричных относительно корпуса насоса полостей вращающимся концентричным кольцом воды.

На рис. 2.1 приведена схема классификации судовых насосов по принципу действия и по назначению.

Основные параметры насосов

Основными параметрами насосов является: производительность, напор, вакуумметрическая высота всасывания, мощность и К.П.Д.

Различают объемную и весовую производительность или подачу насоса.

Объемной производительностью насоса -Q- называется объем жидкости, нагнетаемой насосом в напорный трубопровод в единицу времени, измеряемый в м³/час, м³/сек, л/сек.

Весовая производительность насоса -С- определяется как весовое количество жидкости, подаваемое насосом в напорный трубопровод в единицу времени и измеряемое в т/час, т/мин, кг/час, кг/сек.

Давление насоса -Р- создаваемым насосом называется приращение энергии жидкости в насосе сообщаемое каждому кг жидкости и измеряемое в единицах давления (Па, кгм/см², бар, МПа).

Напор насоса -Н- приращение механической энергии в насосе, отнесенное к единице веса жидкости и измеряемое в метрах столба перекачиваемой жидкости.

Вакуумметрической высотой всасывания — называется сумма потерь напора на преодоление сопротивлений во всасывающей магистрали насосной установки и измеряется в м вод. ст.

Допускаемая высота всасывания, при которой обеспечивается работа насоса без изменения основных технических показателей, вызывных явлением кавитации.

Частота вращения -n- вала насоса измеряется секундах в минус первой степени (с^-1).

Кавитационная характеристика — графическая зависимость основных параметров от вакууметрической высоты всасывания при постоянных величинах частоты вращения, вязкости и плотности жидкости на входе в насос, давления для объемных насосов и подача для динамических насосов.

Характеристики определяют опытным путем и строят их как для номинальной частоты вращения, так и для промежуточных частот. Характеристики насоса приводятся формуляре насоса.

Литература

Вспомогательные механизмы и судовые системы. Э. В. КОРНИЛОВ, П. В. БОЙКО, Э. И. ГОЛОФАСТОВ (2009)

Похожие статьи

2. Основные параметры насосов

Объемная Q
(массовая G)
подача — это объем
(масса) жидкости, подаваемой насосом
через напорный патрубок в еди­ницу
времени. Объемная подача измеряется
обычно в м³/ч;
массовая — в кг/ч.

Напор насоса
— величина, определяемая выражением
Н=р/(ρg)
= р/γ.

Напор насоса ориентировочно
можно оценивать по показаниям мано­метра
и вакуумметра на выходе и входе насоса:

Кавитационный запас.
Кавитация – разрыв жидкости и образование
в ней полостей, заполненных газом, паром
или их смесью. Для
обеспечения работы насоса без кавитации
на входе в насос необходим избыток
напора сверх напора H=p_H
/(pg)_,
определяемого давлением
насыщенного пара при температуре
жидкости, перемещаемой насосом. Этот
избыток напора носит название
кавитационного
запаса.

Мощность N
— мощность, потребляемая
насосом (подводи­мая на вал насоса от
двигателя). Очевидно, N>N_n
на вели­чину потерь
мощности в насосе.

Коэффициентом полезного
действия насоса
называют отно­шение полезной мощности
к мощности насоса: η
= N_n
/ N.

Коэффициен­том
быстроходности η_S
— называется частота
вращения такого на­соса, который,
развивая напор в 1 м, затрачивает мощность
0,736 кВт.

3. Режим работы насосов.

Насос в процессе работы должен обеспечивать
необходимые пода­чу, экономичность
и устойчивость режима работы.

Необходимая подачаобеспечивается,
если

Qд ≥Qр

где Qд — подача насоса в
действительном режиме работы,м^з/ч;

Qр — рас­четная
производительность водоотливной
установки, определяемая по притоку воды
в водосборник,м^з/ч.

Экономичность режима работыобеспечивается эксплуатацией насо­сав зоне высоких к.п.д., которая
определяется из условия

η_д
≥
0,9 η_max

где η_д— к.п.д. насоса в действительном режиме
работы;

η_max— максимальный к.п.д. насоса.

Устойчивость режима работыозначает отсутствие значительных его
колебаний и автоматическое восстановление
режима после устранения причин, вызвавших
его изменение. Это требование обеспечивается
нали­чием только одной точки пересечения
характеристики внешней сети с напорной
характеристикой насосаН. Устойчивость
режима может быть обеспечена при
выполнении условия

Нг ≤ 0,9 Н₀

где Н₀ —напор насоса при нулевой подаче, м;

Нг — геодезическая вы­сота подъема
жидкости, м.

Действительный режим работы насосаопределяют графически по точке пересечения
напорной харак­теристики насоса с
напорной характеристикой внешней сети
(рис. 5).

Д

Рис.5. Определение действительного
режима работы насоса

ля определения действительного
рабочего режима необхо­димо воспроизвести
графически напорную характеристику
вы­бранного насоса. Затем в координатной
сетке напорной характеристики насоса
по расчетным данным,
строят характеристи­ку
Н_с
внешней сети. Точка
М
их пересечения и будет
отображать действительный
режим работы насоса,
т.е. ордината Н_д
точки М будет
соответствовать действительному напору,
а ее абсцисса Q_д
— действительной
подаче. Соответствующим по­строением,
находят действительный КПД насоса η_д
по его гидромеханической характеристике
η
и дей­ствительную
допустимую вакуумметрическую высоту
всасывания Н_{вд. д}
или допустимый кавитационный запас
Δh_д._д
по кавитационным характеристикам Н_вд
или Δh_д.

напор, подача, рабочая точка. Регулирование насоса.

Для правильной эксплуатации циркуляционных насосов и их подбора при создании различных перекачивающих установок необходимо знать как изменяются основные параметры насосов в различных условиях их работы.

Важно иметь сведения об изменении напора H, расхода мощности N и коэффициента полезного действия (КПД) насоса при изменении его подачи Q. В технике принято характеристики насоса представлять в виде графиков, которые характеризуют взаимное изменение основных параметров насоса в различных условиях работы.

Содержание статьи

Как получить технические характеристики насосов

Основной считается зависимость подачи насоса от его напора, так называемую Q-H характеристику. Расход мощности и КПД являются уже следствием работы насоса по созданию подачи Q и напора H, которые и являются целью приобретения насоса.

Характеристика каждого насоса определяется только путем его испытания. Аналитические способы построения характеристик очень сложны и не дают достаточно надежных результатов.

Технические характеристики насосов получают при проведении испытаний.

При испытании насоса жидкость совершает замкнутый цикл. Забираемая насосом из резервуара, жидкость подается в напорную сеть, состоящую из участка трубопровода с расходомером и дроссельной задвижкой, а потом снова возвращается в резервуар.

При этом вся энергия, получаемая жидкостью в насосе, поглощается преимущественно в дроссельной задвижке. Закрывая и открывая задвижку, можно изменять подачу насоса с нуля от нуля до некоторого максимального значения. Число оборотов насоса в течение одного опыта сохраняется постоянным.

При разных открытиях дроссельной задвижки производят замеры: подачи, напора, рабочее давление нагнетания насоса, давления всасывания, температуры жидкости и мощности, потребляемой насосом.

Гидравлическая характеристика насоса

Гидравлической характеристикой насоса – в зависимости от источника она может быть названа напорной характеристикой насоса – называют зависимость подачи от напора. Перед тем как перейти к описанию и её построению необходимо определиться с основными понятиями.

Основные параметры насоса

Подача q насоса (производительность насоса) – это количество жидкости, которое перекачивает насос в единицу времени. Обозначается буквой Q. Измеряется в кубических метрах в час(м³/ч), или литрах в час(л/ч).

Напор насоса – это удельная механическая работа, передаваемая насосом перекачиваемой жидкости. Другими словами напор это высота столба воды на которую насос способен поднять жидкость. Напор насоса обозначается буквой H. Измеряется в метрах водного столба (м).

Мощность – это полное приращение энергии, получаемое всем потоком в насосе в единицу времени. Обозначается буквой N. Измеряется в киловаттах(кВт)

КПД (коэффициент полезного действия) насоса – это отношение полезной мощность к потребляемой насосом. КПД является безразмерной величиной.

Замер подачи большей частью осуществляется мерной дроссельной шайбой или соплом по величине перепада давления до и после прибора; перепад давления измеряется дифференциальным манометром.

По данным замеров подачи, напора и мощности, определяют КПД насоса. В результате получают таблицу значений напора, мощности и КПД для последовательного ряда значений подачи насоса от нуля до некоторого максимального значения.

Опытные значения напора, расхода, мощности и КПД могут быть представлены в виде системы точек. Соединяя точки плавными кривыми, получаем непрерывную зависимость рассматриваемых параметров от подачи насоса при постоянном числе оборотов. Эти кривые являются основными характеристиками насоса при постоянном числе оборотов.
Напор насоса обычно имеет большие значения при меньшей подаче и уменьшается с её возрастанием.

Отдельные типы насосов имеют отличные характеристики, например техническая характеристика центробежного насоса представляет собой плавную кривую, а у оборудования объемного типа график выглядит ступенчато.

Холостой ход насоса

Холостой ход насоса — это работа насоса при нулевой подаче

Мощность насоса при нулевой подаче имеет некоторое значение N, которое называется мощностью холостого хода. Величина мощности холостого хода зависит от типа насоса, его коэффициента быстроходности. При холостом ходе его полезная мощность равна нулю, и следовательно, КПД также равен нулю.

С возрастанием подачи КПД растет, достигая оптимального значения при режиме, близком к расчетному, а затем начинает падать. Такие характеристики дают достаточно полное представление о свойствах насоса в эксплуатации, если насос снабжен двигателем с постоянным числом оборотов.

Иногда возникает потребность в более сжатом выражении характеристики насоса. Тогда строят одну характеристику Q-H, помечая на ней точки с определенными значениями КПД. Зная для каждой точки характеристики подачу, напор и КПД, легко вычислить мощность.

При изменении частоты вращения, например 60% от номинала или 80% от номинала, характеристика Q-H насоса смещается ниже или выше номинальной.

При испытании и построении характеристики насоса, измеряют не только подачу и напор, но и расход мощности и КПД, которые также наносятся на график.

По составленному графику устанавливается оптимальный режим работы насоса, соответствующий максимальному значению коэффициента полезного действия (КПД) насоса. Затем определяются значения подачи, напора и мощности, соответствующие наиболее выгодным условиям работы насоса. Такой режим работы называется “Рабочей точкой” насоса.

Рабочая характеристика насоса

Рабочая характеристика – это кривая, на которой отражена зависимость между подачей и напором насоса. На рабочей характеристике указывается рабочая точка.

Рабочая точка насоса – это точка на пересечении гидравлической характеристики сети и напорно-расходной (напорной характеристики) характеристики насоса.

Выбирают рабочую точку циркуляционного насоса уже на нисходящей ветки кривой Q-H. Это область устойчивой работы насоса. Восходящая часть кривой Q-H является областью неустойчивой работы, частых срывов подачи.

Мощность насоса при нулевой подаче имеет некоторое значение, которое называется мощность холостого хода. При работе на холостом ходу полезная подача (производительность) насоса равна нулю, а следовательно его КПД так же равен нулю – жидкость не перемещается. С возрастанием подачи КПД растет до своего оптимального значения, а затем начинает падать.

Техническая характеристика центробежного насоса дает достаточно полное представление о свойствах насоса в эксплуатации, его сильных и слабых сторонах, и его работе в трубопроводной сети.

Регулирование работы насоса

Изменение технической характеристики насоса или характеристики системы для обеспечения требуемой подачи называется регулированием насосной установки и осуществляется несколькими способами.

Регулирование воздействием на систему является наиболее распространенным и простым способом. В этом случае регулирование осуществляется задвижкой или вентилем, устанавливаемым обычно в непосредственной близости от насоса на напорном трубопроводе. Такой способ регулирования называется дросселированием.

Дросселирование на всасывающем трубопроводе не рекомендуется из-за опасности возникновения кавитации. Каждому положению задвижки соответствует своя характеристика системы и рабочая точка перемещается от исходного значения подачи к требуемому.

Другим способом регулирования работы насоса является регулирование изменением частоты вращения насоса. Этот способ позволяет свести к минимуму потери, не требует изменения характеристики систему, но предполагает использование привода с регулируемой частотой вращения, либо специальных устройств.

Остальные способы изменения технической характеристики насоса требуют вмешательства в его конструкцию, например возможно:
   уменьшить напор применив входной направляющий аппарат
   регулировать подачу насоса путем изменения угла установки лопастей рабочего колеса
   для многоступенчатого насоса можно воспользоваться изменением числа работающих ступеней.

Видео по теме.

Частные характеристики насоса

На практике техническая характеристика насоса может изменяться и комбинированным способом регулирования, например изменением частоты вращения и дросселированием.

Перед выпуском оборудования в эксплуатацию снимают частные характеристики насоса. Одной из таких кривых является кавитационная зависимость. Такой график показывает как изменяется напор насоса с изменением давления на всасе. Частные кавитационные характеристики насоса необходимы для определения минимального подпора на всасе и исключения появления кавитации.

Вместе со статьей «Характеристика насоса: напор, подача, рабочая точка. Регулирование насоса.» читают:

Основные принципы подбора насосов. Расчет насосов

Пример №1

Плунжерный насос одинарного действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м³/ч. Диаметр плунжера составляет 10 см, а длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего вала составляет 40 об/мин.

Требуется найти объемный коэффициент полезного действия насоса.

Решение:

Площадь поперечного сечения плунжера :

F = (π·d²)/4 = (3,14·0,1²)/4 = 0,00785 м²2

Выразим коэффициент полезного действия из формулы расхода плунжерного насоса:

η_V = Q/(F·S·n) = 1/(0,00785·0,24·40) · 60/3600 = 0,88

Пример №2

Двухпоршневой насос двойного действия создает напор 160 м при перекачивании масла с плотностью 920 кг/м³. Диаметр поршня составляет 8 см, диаметр штока – 1 см, а длинна хода поршня равна 16 см. Частота вращения рабочего вала составляет 85 об/мин. Необходимо рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя принять 0,95, а установочный коэффициент 1,1).

Решение:

Площади попреречного сечения поршня и штока:

F = (3,14·0,08²)/4 = 0,005024 м²

F = (3,14·0,01²)/4 = 0,0000785 м²

Производительность насоса находится по формуле:

Q = N·(2F-f)·S·n = 2·(2·0,005024-0,0000785)·0,16·85/60 = 0,0045195 м³/час

Далее находим полезную мощность насоса:

N_П = 920·9,81·0,0045195·160 = 6526,3 Вт

С учетом КПД и установочного коэффициента получаем итоговую установочную мощность:

N_УСТ = 6526,3/(0,95·0,95)·1,1 = 7954,5 Вт = 7,95 кВт

Пример №3

Трехпоршневой насос перекачивет жидкость с плотностью 1080 кг/м³ из открытой емкости в сосуд под давлением 1,6 бара с расходом 2,2 м³/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 3,2 метра. Полезная мощность, расходуемая на перекачивание жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо найти величину потери напора.

Решение:

Найдем создаваемый насосом напор из формулы полезной мощности:

H = N_П/(ρ·g·Q) = 4000/(1080·9,81·2,2)·3600 = 617,8 м

Подставим найденное значение напора в формулу напора, выраженую через разность давлений, и найдем искомую величину:

h_п = H — (p₂-p₁)/(ρ·g) — H_г = 617,8 — ((1,6-1)·10⁵)/(1080·9,81) — 3,2 = 69,6 м

Пример №4

Реальная производительность винтового насоса составляет 1,6 м³/час. Геометрические характеристики насоса: эксцентриситет – 2 см; диаметр ротора – 7 см; шаг винтовой поверхности ротора – 14 см. Частота вращения ротора составляет 15 об/мин. Необходимо определить объемный коэффициент полезного действия насоса.

Решение:

Выразим искомую величину из формулы производительности винтового насоса:

η_V = Q/(4·e·D·T·n) = 1,6/(4·0,02·0,07·0,14·15) · 60/3600 = 0,85

Пример №5

Необходимо рассчитать напор, расход и полезную мощность центробежного насоса, перекачивающего жидкость (маловязкая) с плотностью 1020 кг/м³ из резервуара с избыточным давлением 1,2 бара а резервуар с избыточным давлением 2,5 бара по заданному трубопроводу с диаметром трубы 20 см. Общая длинна трубопровода (суммарно с эквивалентной длинной местных сопротивлений) составляет 78 метров (принять коэффициент трения равным 0,032). Разность высот резервуаров составляет 8 метров.

Решение:

Для маловязких сред выбираем оптимальную скорость движения в трубопроводе равной 2 м/с. Рассчитаем расход жидкости через заданный трубопровод:

Q = (π·d²) / 4·w = (3,14·0,2²) / 4·2 = 0,0628 м³/с

Скоростной напор в трубе:

w²/(2·g) = 2²/(2·9,81) = 0,204 м

При соответствующем скоростном напоре потери на трение м местные сопротивления составят:

H_Т = (λ·l)/d_э · [w²/(2g)] = (0,032·78)/0,2 · 0,204 = 2,54 м

Общий напор составит:

H = (p₂-p₁)/(ρ·g) + H_г + h_п = ((2,5-1,2)·10⁵)/(1020·9,81) + 8 + 2,54 = 23,53 м

Остается определить полезную мощность:

N_П = ρ·g·Q·H = 1020·9,81·0,0628·23,53 = 14786 Вт

Пример №6

Целесообразна ли перекачка воды центробежным насосом с производительностью 50 м³/час по трубопроводу 150х4,5 мм?

Решение:

Рассчитаем скорость потока воды в трубопроводе:

Q = (π·d²)/4·w

w = (4·Q)/(π·d²) = (4·50)/(3,14·0,141²) · 1/3600 = 0,89 м/с

Для воды скорость потока в нагнетательном трубопроводе составляет 1,5 – 3 м/с. Получившееся значение скорости потока не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что применение данного центробежного насоса нецелесообразно.

Пример №7

Определить коэффициент подачи шестеренчатого насоса. Геометрические характеристики насоса: площадь поперечного сечения пространства между зубьями шестерни 720 мм²; число зубьев 10; длинна зуба шестерни 38 мм. Частота вращения составляет 280 об/мин. Реальная подача шестеренчатого насоса составляет 1,8 м3/час.

Решение:

Теоретическая производительность насоса:

Q = 2·f·z·n·b = 2·720·10·0,38·280·1/(3600·10⁶) = 0,0004256 м³/час

Коэффициент подачи соответственно равен:

η_V = 0,0004256/1,8·3600 = 0,85

Пример №8

Насос, имеющий КПД 0,78, перекачивает жидкость плотностью 1030 кг/м³ с расходом 132 м³/час. Создаваемый в трубопроводе напор равен 17,2 м. Насос приводится в действие электродвигателем с мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить, удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту.

Решение:

Рассчитаем полезную мощность, идущую непосредственно на перекачивание среды:

N_П = ρ·g·Q·H = 1030·9,81·132/3600·17,2 = 6372 Вт

Учтем коэффициенты полезного действия насоса и электродвигателя и определим полную необходимую мощность электродвигателя:

N_Д = N_П/(η_Н·η_Д) = 6372/(0,78·0,95) = 8599 Вт

Поскольку нам известна установочная мощность двигателя, определим коэффициент запаса мощности электродвигателя:

β = N_У/N_Д = 9500/8599 = 1,105

Для двигателей с мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется выдирать пусковой запас мощности от 1,2 до 1,15. Полученное нами значение не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что при эксплуатации данного насоса при заданных условиях могут возникнуть проблемы в момент его пуска.

Пример №9

Центробежный насос перекачивает жидкость плотностью 1130 кг/м³ из открытого резервуара в реактор с рабочим давлением 1,5 бар с расходом 5,6 м³/час. Геометрическая разница высот составляет 12 м, причем реактор расположен ниже резервуара. Потери напора на трение в трубах и местные сопротивления составляет 32,6 м. Требуется определить полезную мощность насоса.

Решение:

Рассчитаем напор, создаваемый насосом в трубопроводе:

H = (p₂-p₁)/(ρ·g) + H_г + h_п = ((1,5-1)·10⁵)/(1130·9,81) — 12 + 32,6 = 25,11 м

Полезная мощность насоса может быть найдена по формуле:

N_П = ρ·g·Q·H = 1130·9,81·5,6/3600·25,11 = 433 Вт

Пример №10

Определить предельное повышение расхода насоса, перекачивающего воду (плотность принять равной 1000 кг/м³) из открытого резервуара в другой открытый резервуар с расходом 24 м3/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 5 м. Вода перекачивается по трубам 40х5 мм. Мощность электродвигателя составляет 1 кВт. Общий КПД установки принять равным 0,83. Общие потери напора на трение в трубах и в местных сопротивлениях составляет 9,7 м.

Решение:

Определим максимальное значение расхода, соответствующее максимально возможной полезной мощности, развиваемой насосом. Для этого предварительно определим несколько промежуточных параметров.

Рассчитаем напор, необходимый для перекачивания воды:

H = (p₂-p₁)/(ρ·g) + H_г + h_п = ((1-1)·10⁵)/(1000·9,81) + 5 + 9,7 = 14,7 м

Полезная мощность, развиваемая насосом:

N_П = N_общ/η_Н = 1000/0,83 = 1205 Вт

Значение максимального расхода найдем из формулы:

N_П = ρ·g·Q·H

Найдем искомую величину:

Q_макс = N_П/(ρ·g·H) = 1205/(1000·9,81·14,7) = 0,00836 м³/с

Расход воды может быть увеличен максимально в 1,254 раза без нарушения требований эксплуатации насоса.

Q_макс/Q = 0,00836/24·3600 = 1,254

Подбор и рабочие характеристики центробежных насосов

Добрый день, уважаемые читатели блога nasos-pump.ru

Центробежные насосы

В рубрике «Общее» рассмотрим, как подобрать центробежный насос и какие его основные рабочие характеристики. Для правильного подбора и эксплуатации центробежных насосов необходимо знать и понимать такие основные параметры оборудования как подача, напор, потребляемая мощность, КПД, высота столба жидкости над всасывающим патрубком насоса (NPSH), их взаимосвязь между собой и другими параметрами насоса при различных условиях эксплуатации. Для подбора насосов существуют рабочие характеристики в виде графиков или таблиц выражающих зависимость напора, мощности и КПД насоса от его подачи. Эти характеристики, называются рабочими характеристиками и создаются они во время проведения испытаний насосов в заводских лабораториях. Данные характеристики являются основным техническим документом, характеризующим технико-экономические свойства конкретного, центробежного насоса. Характеристики насосов затем размещаются в каталоги, также в каталогах приводится краткое описание, область применения насосов их назначение, описание конструкции насосов, чертежи общих видов и габаритные размеры. С помощью этих каталогов осуществляется подбор центробежных насосов. Крупнейшие производители насосного оборудования предлагают потребителям специальные собственные программы для оптимального подбора насосов, у немецких компаний Wilo – это программа Wilo-Select, у Grundfos – это программа WinCAP.

 Основные рабочие характеристики центробежных насосов

 Насос – это гидравлическая машина, преобразующая механическую, вращательную энергию привода в энергию движения жидкости. Основными характеристиками насоса являются: подача, напор, КПД, потребляемая мощность и кривая NPSH.

Подача или производительность – это количество жидкости, которое подается насосом в единицу времени обозначается буквой «Q» и измеряется в м³/час (кубических метрах в час) или л/сек, (литрах в секунду).

Напор – это удельная механическая работа, передаваемая насосом перекачиваемой жидкости, обозначается буквой «Н» и измеряется в метрах водного столба (м).

Рабочая характеристика – это кривая выражающая зависимость между расходом и напором насоса, в пределах которой рекомендуется его эксплуатировать.

КПД любого механизма представляет собой отношение полезной мощности к потребляемой мощности и обозначается это отношение буквой «η». Поскольку «вечный двигатель» пока не изобретен, то КПД любого привода всегда будет меньше 1, или меньше 100 %. Для центробежного насоса общий КПД определяется значением КПД двигателя «η_м» (электрического или механического) и КПД насоса «η_р». Произведение этих двух значений представляет собой общий КПД «η». КПД насосов различного назначения может колебать в очень широких пределах. Так для насосов с мокрым ротором КПД изменяется от 5% до 54%, а для высокоэффективных насосов с сухим ротором он изменяется в пределах от 30% до 80%. Насосное оборудование практически никогда не работает при постоянной подаче. Поэтому, при выборе оборудования необходимо убедится, что рабочая точка насоса находится в средней трети его рабочей характеристики, где наиболее оптимальный КПД. В каталогах производителей насосов эта оптимальная рабочая характеристика указывается отдельно для каждого насоса.

Как мы говорили выше, насос это гидравлическая машина, преобразующая механическую, вращательную энергию привода в энергию движения жидкости. В результате этого преобразования затрачивается энергия (мощность). Количество затраченной энергии и является потребляемая мощность «Р₁». Как и любую машину, насосную часть характеризует потребляемая мощность «Р₂». Величина мощности насосной части прямо пропорциональна напору и подаче и обратно пропорциональна коэффициенту полезного действия (КПД). Математически это выражается при помощи следующей формулы: Р₂₌(р*Q*H)/(367*η), где:

P₂ – потребная  мощность [кВт]

ρ – плотность [кг/дм³]

Q – расход [м³/ч]

H – напор [м]

η – КПД насоса (например, 0,5 при 50%)

Кавитация – это образование пузырьков газа в результате появления локального давления ниже давления парообразования перекачиваемой жидкости на входе в рабочее колесо. Работа насоса в таком режиме приводит к снижению производительности (напора) и КПД. Из-за схлопывания пузырьков воздуха в областях с более высоким давлением обычно на выходе рабочего колеса происходят микроскопические взрывы, вызывающие скачки давления, шумы и разрушение материала внутренних деталей насоса. Необходимым параметром центробежного насоса является значение NPSH (высота столба жидкости над всасывающим патрубком насоса). NPSH определяет минимальное давление на входе насоса, необходимое для того, чтобы насос работал без кавитации. Другими словами это дополнительное давление, необходимое для предотвращения появления пузырьков газа в процессе работы. Кривая NPSH насоса – это графическая зависимость, полученная в результате кавитационных испытаний центробежного насоса в заводской лаборатории. В силу различных причин, в том числе из-за сложности физических процессов, происходящих на всасывающем патрубке насоса, этому необходимому параметру при подборе насосов и его эксплуатации не уделяется должное внимание.

Графические характеристики насосов

 Почти все, о чем мы говорили выше, изображено на графических характеристиках (Рис.1) взятых из каталога. Мы не будем конкретно привязываться к типу оборудования и фирме производителю насосов. Нас больше интересует сам принцип подбора центробежного насоса. На графике (Поз. 1) изображена рабочая характеристика насоса, выражающая зависимость между расходом и напором насоса. На оси абсцисс располагается производительность (расход) насоса, выраженная в (м³/час) и (л/сек). По оси ординат располагается напор насоса, выраженный в метрах (м). Как видно из графика при «нулевом» расходе насос выдает максимальный напор равный примерно 57 метров. При максимальном расходе примерно 8 м³/час, насос создает напор примерно 19 метров. Это крайние рабочие точки по расходу и напору для данного, конкретного типа насоса. Теоретически рабочая точка может располагаться в любом месте рабочей характеристики насоса. За пределами рабочей характеристики эксплуатировать любой насос категорически запрещено.

На графике (Поз. 2) находится графическая зависимость КПД от производительности насоса. На оси абсцисс располагается производительность (расход) насоса, выраженные в (м³/час) и (л/сек). На оси ординат располагается КПД насоса, выраженный в процентах (%). Как видно из графика КПД равняется нулю при нулевом расходе. Насос работает, но расхода нет, и никакая полезная работа при этом не выполняется. Зеленым прямоугольником (Поз. 4) выделена примерная оптимальная рабочая область с оптимальным КПД насоса. Максимальный КПЛ в нашем случае будет при расходе примерно 3,5 м³/час и напоре примерно 43 м. (данная рабочая точка обозначена синей линией).

На графике (Поз. 3) изображена графическая зависимость высоты водяного столба жидкости NPSH от производительности насоса. На оси абсцисс располагается производительность (расход) насоса, выраженные в (м³/час) и (л/сек). На оси ординат находится высота подпора водяного столба, выраженная в метрах (м). Из графика видно, что чем больше расход насоса, тем больше должна быть высота подпора. При максимальном КПД насоса подпор на входе в насос должно составлять примерно 1,5 м.

Характеристика насоса

И в заключение можно отметить следующее. Для долгой и надежной эксплуатации насосного оборудования необходимо выбрать правильное и оптимальное соотношение между расходом, напором, КПД и NPSH насоса, а в конечном итоге и с его ценой. Ведь для покрытия потребностей в воде можно выбрать насос с большим запасом по мощности или менее мощный, но более эффективный. В первом случае придется тратить денег больше два раза. Первый раз при покупке, более мощный насос стоит дороже, и второй раз во время эксплуатации оборудования платить больше за перерасход электроэнергии. И если покупка оборудования – это одноразовая трата денежных средств, то эксплуатация оборудования – это трата постоянная.

 Спасибо за оказанное внимание.

 P.S. Понравился пост? Порекомендуйте его в социальных сетях своим друзьям и знакомым.

Еще похожие посты по данной теме:

Расход насоса

Большинство характеристик насоса могут быть связаны с потоком жидкости через насос. Понимание производительности насоса требует базовых знаний о характеристиках насоса и кривых производительности насоса.

Параметры насоса

Работа и производительность насоса лучше всего описываются несколькими основными параметрами; расход, давление, напор, мощность и эффективность.

• Объемный расход (Q), также называемый пропускной способностью, — это объем жидкости, который проходит через насос за заданное время (измеряется в галлонах в минуту или галлонах в минуту).Он определяет скорость, с которой насос может проталкивать жидкость через систему. В некоторых случаях также используется массовый расход (ṁ), который описывает массу через насос с течением времени. Объемный расход связан с массовым расходом плотностью жидкости (ρ) посредством уравнения:

  При выборе насосов расход или номинальная производительность насоса должны соответствовать расходу, требуемому приложением или системой.

• Давление — это мера сопротивления: сила на единицу площади сопротивления в системе.Номинальное давление насоса определяет, какое сопротивление он может выдержать или преодолеть. Обычно он указывается в барах или фунтах на квадратный дюйм (фунтах на квадратный дюйм). Давление вместе с расходом и мощностью используется для описания производительности насоса. Однако центробежные насосы обычно используют напор (описанный ниже) вместо давления для определения энергии или сопротивления насоса, поскольку давление в центробежном насосе зависит от удельного веса перекачиваемой жидкости.

  При выборе насосов номинальное рабочее или нагнетательное давление насоса должно быть равно или превышать требуемое давление в системе при желаемой скорости потока.

• Напор — это высота над всасывающим отверстием, на которой насос может поднимать жидкость. Это быстрое измерение сопротивления системы (давления), которое не зависит от удельного веса жидкости. Он определяется как механическая энергия потока на единицу веса. Он выражается как высота столба воды в футах (футах) или метрах (м). Другими словами, если вода перекачивалась прямо вверх, напор насоса равен высоте, которой он достигает.

  Напор насоса (H) может быть преобразован в давление (P) с использованием удельного веса (SG) жидкости по уравнению:

  Р = 0.434 • H • (SG)

  или плотностью жидкости (ρ) и ускорением свободного падения (g):

  P = H • ρ • g

  При выборе центробежных насосов номинальный напор насоса должен быть равен или превышать общий напор системы (общий динамический напор или TDH) при желаемой скорости потока.

  Совет по выбору : Напор в центробежном насосе будет одинаковым для всех жидкостей, если вал вращается с одинаковой скоростью.Единственная разница между жидкостями — это количество энергии, необходимое для приведения вала к нужной скорости (об / мин). Чем выше удельный вес жидкости (SG), тем больше требуется мощности.

  Еще одна спецификация, которую следует учитывать, — это чистый положительный напор на всасывании (NPSH) — разница между напором торможения на входе насоса и напором пара. Требуемый NPSH — важный параметр для предотвращения кавитации в насосе. Кавитация происходит внутри насоса, когда местное давление падает ниже давления пара перекачиваемой жидкости, что приводит к закипанию жидкости.

  Совет по выбору : Давление внутри насоса должно быть выше NPSH, чтобы избежать кавитации, которая может привести к шуму, вибрации, снижению эффективности и повреждению лопастей рабочего колеса.

  Кавитация гребного винта катера. В пределах насоса во время работы кавитация на крыльчатку может быть гораздо более разрушительной.

• Мощность: Чистый напор пропорционален мощности, фактически передаваемой жидкости, называемой выходной мощностью (P _из ) или водяной мощностью (измеряется в лошадиных силах или л.с.).Это номинальная мощность в лошадиных силах, которая описывает полезную работу, которую насос будет выполнять с жидкостью. Его можно рассчитать по уравнению:

  P _выход = ṁgH = ρgQH

  где:
  ρ — плотность жидкости
  g — ускорение свободного падения
  Q — объемный расход
  H — напор насоса
  ṁ — массовый расход

  Во всех насосах есть потери на трение, внутреннюю утечку, разделение потока и т. Д.Из-за этих потерь внешняя мощность, подаваемая на насос, называемая входной мощностью (Pin) или тормозной мощностью, всегда больше, чем водяная мощность. Эта спецификация обычно предоставляется производителем насоса в виде номинальной мощности или кривой производительности насоса и используется для выбора подходящего двигателя или источника питания для насоса.

  Совет по выбору : При определении требуемой мощности по типичной кривой производительности насоса (обсуждается ниже) лучше всего использовать значения в конце кривой, чтобы обеспечить адекватную подачу в большинстве рабочих условий.Для операций с небольшими вариациями системы (например, нефтеперерабатывающие заводы) используйте значение в рабочей точке плюс 10%.

• КПД насоса (η _насос ) определяет процент энергии, подаваемой в насос, которая преобразуется в полезную работу. Это соотношение между мощностью воды и тормозной мощностью (полезная мощность и требуемая мощность):

  η _насос = P _выход / P _дюйм

  Имейте в виду, что любой рейтинг эффективности насоса, указанный производителем, предполагает определенные системные условия, такие как тип транспортируемой жидкости: вода является типичным стандартом.Эффективность может быть неточной, если эти предположения отличаются от предполагаемого приложения потребителя.

  Совет по выбору : Более эффективный насос не всегда является лучшим выбором с учетом затрат на электроэнергию. Например, насос с КПД 40% будет лучшим выбором, чем насос того же семейства, КПД 60%, но требующий вдвое большей мощности.

Кривые производительности насоса

Все насосы имеют характеристическую кривую или кривую производительности, которая описывает скорость потока при чистом или общем напоре.Технические характеристики насоса, касающиеся напора и расхода, соответствуют характеристикам, указанным на его характеристической кривой. Упрощенная кривая для центробежного насоса будет выглядеть примерно так:

Оригинальное изображение предоставлено: Pumpfundamentals.com

Кривая насоса показывает доступный общий напор при заданном расходе насоса. Как правило, при уменьшении расхода в насосе увеличивается напор. Производители обычно обозначают оптимальную или точку максимальной эффективности (ВОБ) кривой, которая обозначена на этом графике пунктирной линией.Таким образом, этот насос лучше всего работает при подаче нетто-напора 100 футов, что обеспечивает расход 23 галлона в минуту.

При выборе насоса для включения в систему пользователи должны сопоставить кривую системы вместе с кривой насоса. Упрощенное включение этой кривой может выглядеть примерно так:

Кривая системы показывает необходимый напор для различных расходов в системе. Он построен с использованием формы уравнения Бернулли для механики жидкости, которая выходит за рамки этого руководства.Как правило, требуется больший напор по мере увеличения расхода из-за сил трения и других потерь в системе. Рабочая точка насоса в системе должна находиться там, где кривая насоса и кривая системы пересекаются. Наилучший выбор насоса для системы — такой, в котором требуемая рабочая точка пересекается в точке BEP насоса.

Совет по выбору : Поскольку каждая система уникальна и имеет особые требования к головке, упомянутый выше идеальный выбор не всегда имеется в продаже.

Насосы прямого вытеснения не используют импульс жидкости, что означает, что скорость потока относительно не зависит от напора насоса. Таким образом, (в отличие от динамических насосов) объемные насосы имеют определенную производительность в широком диапазоне значений напора (как показано на характеристической кривой ниже). Проскальзывание — это результат высокого давления нагнетания, из-за которого некоторое количество жидкости просачивается обратно во всасывающий патрубок насоса, что снижает производительность.

Изображение предоставлено: ITU.edu

Отказ насоса возникает, когда общий напор системы превышает максимальный напор насоса.

ОСНОВНЫЕ ПАРАМЕТРЫ, ОПРЕДЕЛЯЮЩИЕ ПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТЬ НАСОСА

Назначение гидравлического насоса — поднять жидкость на более высокий уровень, чем начальный; поэтому, когда мы выбираем насос, мы должны прежде всего принять во внимание две вещи: объем жидкости , который мы должны переместить, и высоту , , на которую он должен быть поднят. Параметры, соответствующие этой информации: расход, и напор.

Параметры для сельскохозяйственных насосов

Что касается сельскохозяйственных насосов , таких как те, которые установлены на опрыскивателях , помимо скорости потока нам также необходимо уделять пристальное внимание давлению : при опрыскивании и средствах защиты растений, фактически, жидкости выходное давление напрямую влияет на эффективность самого лечения.

Расход и давление тесно связаны с мощностью . После установки необходимого давления и расхода мы также можем определить мощность, необходимую для нашего насоса.

На веб-сайте и в каталогах насосов Comet для сельского хозяйства вы найдете диаграмму для каждой модели насоса с указанием давления , расхода, мощности и скорости.

В следующих параграфах мы опишем параметры, которые мы видели до сих пор:

Наряду с другими важными параметрами эффективности насоса:

Расход или перекачиваемый объем

Расход (Q) — это объем жидкости, перемещаемый за единицу времени.Скорость потока обычно выражается в:

.

• м ³ / с (кубических метров в секунду)
• л / мин (литров в минуту)
• галлонов в минуту (галлонов в минуту)

В случае насосов расход состоит из количества жидкости, которое вытекает из подачи насоса в единицу времени , также называемого перекачиваемым объемом.

Головка

Напор (H) — это способность насоса поднимать определенный объем жидкости на заданную высоту. Другими словами, это максимальная разница в высоте подъема .

В метрической системе СИ это , измеренное в метрах водяного столба, (м вод. Ст.) Или, проще говоря, в метрах.

Чтобы определить напор H, который требуется для перемещения определенного объема на определенную разницу высот, необходимо добавить две переменные:

Напор H = Hg + Y

Hg = геодезическая головка, т.е.е. разница уровня жидкости в напорном и всасывающем баках .

Hg = Ha + Hm

Ha = геодезическая высота всасывания и представляет собой разность уровней между осью насоса и поверхностью всасываемой жидкости. Он имеет положительное значение, если уровень жидкости выше оси насоса, он имеет отрицательное значение, если уровень жидкости ниже оси насоса, как на изображении.

Hm = геодезическая высота выдачи , т.е.е. разница между осью насоса и уровнем жидкости в бассейне, из которого перекачивается жидкость.

Y представляет потерю напора из-за потерь энергии, вызванных трением жидкости и наличием сужений, кривых и т. Д. (См. Также падение давления ). Производительность насоса должна быть в состоянии компенсировать эти потери для достижения необходимого подъема.

Напор, как и давление, измеряет кинетическую энергию, передаваемую от насоса к жидкости, но, в отличие от давления, он основан на объеме, поэтому он не зависит от удельного веса перекачиваемой жидкости.Следовательно, напор насоса одинаков, независимо от удельного веса перекачиваемой жидкости.

Давление

Давление (p) — это отношение силы (F), действующей перпендикулярно (перпендикулярно) поверхности, к ее площади (S).

Давление обычно выражается в:

• паскаль = 1 Н / м² (1 Ньютон на квадратный метр)
• бар = 100 кПа (100 килопаскаль)
• атм (атмосфера) = 1,01325 бар = давление, оказываемое земной атмосферой на уровне моря.Обычно это значение составляет 1 бар.
• фунтов на квадратный дюйм (фунт на квадратный дюйм) или прочность в фунтах на квадратный дюйм.

Напор и давление насоса являются взаимосвязанными параметрами.

Напор — формулы перевода давления в метрическую систему:

От напора (в метрах) до давления (в барах)

p = 0,0981 ч · SG

где:

h = распространенность (м)

p = давление (бар)

SG = удельный вес

От давления (в барах) до напора (в метрах)

h = p · 10.197 / SG

где:

h = напор (м)

p = давление (бар)

SG = удельный вес

В случае насосов давление — это сила, прилагаемая машиной к перекачиваемой жидкости, то есть тяговое усилие, с которым жидкость выходит из насоса.

Как и напор, давление, создаваемое насосом, может также подвергаться отклонениям , называемым перепадами давления , которые необходимо учитывать при построении контура.

Падение давления

Падение давления между двумя точками гидравлического контура равно разнице гидравлической нагрузки между двумя рассматриваемыми точками.

Рассмотрим, например, бассейн, в котором жидкость со свободной поверхностью находится на определенной высоте и соединена с каналом. Сила тяжести заставляет жидкость течь вниз и из воздуховода. Во время своего движения жидкость теряет энергию, о чем можно судить по различной и уменьшающейся высоте, достигаемой жидкостью в последующих сообщающихся сосудах.

Эти потери энергии вызваны сопротивлением свободному потоку жидкости, вызвано рядом факторов, таких как:

• скорость, вязкость и температура жидкости
• диаметр, длина и шероховатость используемых труб
• Наличие препятствий на контуре, таких как клапаны, краны, изгибы

Формулы для расчета перепада давления довольно сложные, поэтому мы рекомендуем использовать автоматические онлайн-калькуляторы, такие как: Давление-перепад-онлайн-калькулятор

Мощность

В физике мощность (P) — это энергия , передаваемая, производимая или используемая физической системой в единицу времени.

Измеряется в

• ватт (Вт) = отношение единицы энергии в джоулях (Дж) к единице времени в секундах (с):

• CV (европейская мощность DIN) = 735,49875 Вт
• л.с. (британская мощность ) = 745,69987158227022 Вт
  CV и л.с. фактически эквивалентны: 1 CV = 0,98631 л.с.

В нашем контексте мощность — это количество энергии, которое должно быть передано насосу, чтобы поднять заданный расход Q на заданную высоту H , за единицу времени.

Для расчета мощности, генерируемой насосом, необходимо учитывать два фактора: полезная мощность ( Pu ), которая представляет собой количество доступной энергии, то есть энергия, передаваемая от двигателя к насосу, и рассеиваемая мощность ( Pd ), т.е. энергия, теряемая насосом из-за механических и гидравлических причин.
Разница между полезной мощностью и рассеиваемой мощностью определяет гидравлическую мощность ( Pi ), т.е.е. количество энергии, фактически переданное от насоса к жидкости.

Pi = Pu — Pd

КПД

Полезная мощность любого контура всегда должна быть выше гидравлической мощности. Другими словами, выбранный двигатель должен иметь более высокую мощность, чем та, которая предназначена для подачи на жидкость, чтобы компенсировать рассеивание.

Отношение гидравлической мощности к полезной мощности называется КПД (η — eta ).

η = Pi / Pu

КПД — это способность насоса преобразовывать механическую энергию в гидравлическую энергию (КПД).
По указанным выше причинам его значение всегда ниже единицы. Чем ближе значение к 1, тем эффективнее насос.

NPSH (чистый положительный напор на всасывании)

Чистая положительная высота всасывания состоит из разницы между давлением, существующим в жидкости в определенной точке гидравлического контура, и давлением, требуемым для перехода этой жидкости в газообразное состояние в этой же точке, называемое давление пара .

На практике NPSH используется для определения минимального давления и напора, ниже которых возникает кавитация при всасывании.

NPSH подразделяется на:

1. NPSH (a) — Имеется чистый положительный напор на всасывании :
, то есть чистый напор , фактически имеющийся в контуре . Это значение тесно связано с характеристиками растения, поэтому время от времени его необходимо рассчитывать по специальной формуле:

NPSH (a) = pa + Ha — pF — pVP

Где:

• pA = абсолютное давление на поверхности жидкости во всасывающем бассейне.
  Обычно это атмосферное давление, поэтому = 101 325 Па = 1,01325 бар = 14 696 фунтов на квадратный дюйм.
• Ha = геодезическая высота всасывания, то есть расстояние между уровнем жидкости и осью насоса. Как уже было замечено, его значение положительное, если уровень выше оси насоса, и отрицательное, если уровень ниже оси насоса.
• пФ = падение давления из-за труб и фитингов, действующих как ограничение потока жидкости
• pVp = давление паров жидкости при температуре откачки.

Следует помнить, что давление пара увеличивается с повышением температуры. Расчет может производиться как в единицах длины (для получения напора), так и в единицах давления.

2. NPSH (r) — Требуемый чистый положительный напор всасывания , т.е. минимальный напор всасывания (давление) , необходимый для насоса , значение которого предоставляется производителем насоса.

Важно, чтобы: NPSH (a)> NPSH (r)

Другими словами, напор и, следовательно, доступное давление на всасывании контура всегда должны быть выше минимальных значений, требуемых насосом.

Следовательно, при создании контура важно проверить, не превышает ли измеренное на всасывании насоса давление, указанное в рабочих характеристиках самого насоса. Это значительно снизит риск кавитации.

Скорость

Угловая скорость ω (t), также называемая скоростью вращения, заключается в изменении меры угла (Δθ) во времени (Δt). [ω = омега; Δ = дельта; θ = тета]

• Угловая скорость измеряется в об / мин. (выстрелов в минуту), т.е.е. количество полных оборотов (полный угол 360 °) за одну минуту.

  (Угловая) скорость насоса используется для определения:

  • частота вращения приводного вала
  • частота вращения крыльчатки центробежного насоса.

Характеристики центробежных насосов | Насосы и системы

Насосы обычно делятся на две большие категории — поршневые насосы прямого вытеснения и динамические (центробежные) насосы.В поршневых насосах прямого вытеснения используются механические средства для изменения размера (или перемещения) камеры для жидкости, чтобы заставить жидкость течь. С другой стороны, центробежные насосы передают импульс жидкости за счет вращения рабочих колес, которые погружены в жидкость. Импульс вызывает увеличение давления или расхода на выходе из насоса.

Насосы прямого вытеснения имеют характеристики постоянного крутящего момента, тогда как центробежные насосы демонстрируют характеристики переменного крутящего момента. В этой статье речь пойдет только о центробежных насосах.

Центробежный насос преобразует энергию привода в кинетическую энергию в жидкости, ускоряя жидкость к внешнему краю рабочего колеса. Количество энергии, передаваемой жидкости, соответствует скорости на краю или вершине лопасти рабочего колеса. Чем быстрее вращается крыльчатка или чем больше крыльчатка, тем выше скорость жидкости на конце лопасти и тем больше энергии передается жидкости.

Рисунок 1.Центробежный насос

Характеристики

Создание сопротивления потоку регулирует кинетическую энергию жидкости, выходящей из рабочего колеса. Первое сопротивление создается улиткой (корпусом) насоса, которая улавливает жидкость и замедляет ее. Когда жидкость в корпусе насоса замедляется, часть кинетической энергии преобразуется в энергию давления. Это сопротивление потоку насоса, которое измеряется манометром, прикрепленным к напорной линии.Насос не создает давления, он только создает поток. Давление — это мера сопротивления потоку.

Рис. 2. Представление статического напора, статической высоты всасывания и полного статического напора

Напор — сопротивление потоку

В ньютоновских (истинных) жидкостях (невязких жидкостях, таких как вода или бензин) термин «напор» означает измерение кинетической энергии, создаваемой центробежным насосом.Представьте себе трубу, стреляющую струей воды прямо в воздух. Высота, которой достигает вода, — это голова. Напор измеряет высоту столба жидкости, который насос может создать в результате кинетической энергии, которую центробежный насос передает жидкости. Основная причина использования напора вместо давления для измерения энергии центробежного насоса заключается в том, что давление от насоса изменится, если удельный вес (вес) жидкости изменится, но напор не изменится. Конечные пользователи всегда могут описать производительность насоса с любой ньютоновской жидкостью, будь то тяжелая (серная кислота) или легкая (бензин), используя напор.Напор связан со скоростью, которую набирает жидкость при прохождении через насос.

Все формы энергии, задействованные в системе потока жидкости, могут быть выражены в футах жидкости. Сумма этих напоров определяет общий напор системы или работу, которую насос должен выполнять в системе. В этом разделе определены различные типы напора — трение, скорость и давление.

Фрикционная головка (h _f )

Головка трения — это головка, необходимая для преодоления сопротивления потоку в трубе и фитингах.Это зависит от размера, состояния и типа трубы; количество и тип трубопроводной арматуры; скорость потока; и характер жидкости.

Скоростной напор (h _v )

Напор скорости — это энергия жидкости в результате ее движения с некоторой скоростью (В). Это эквивалентный напор в футах, через который вода должна упасть, чтобы набрать такую ​​же скорость, или, другими словами, напор, необходимый для ускорения воды.Напор скорости можно рассчитать по следующей формуле:

Где:
g = 32,2 фута / сек. ²
V = скорость жидкости в футах / сек.

Напор обычно незначителен и может игнорироваться в большинстве систем с высоким напором. Однако это может иметь большое значение, и его следует учитывать в системах с низким напором.

Напор
Напор необходимо учитывать, когда насосная система либо начинается, либо опорожняется в резервуар, находящийся под давлением, отличным от атмосферного.Давление в таком резервуаре сначала нужно перевести в футы жидкости. К головке системы необходимо добавить разрежение во всасывающем баке или положительное давление в разгрузочном баке, тогда как положительное давление во всасывающем баке или разрежение в разгрузочном баке будет вычтено. Ниже приводится формула преобразования дюймов ртутного вакуума в футы жидкости:

Различные типы головок комбинируются для создания общего напора системы при любой конкретной скорости потока.Описание в этом разделе относится к этим комбинированным или динамическим головкам применительно к центробежным насосам.

Общая динамическая высота всасывания (h _с )
Полная динамическая высота всасывания — это статическая высота всасывания за вычетом скоростного напора на всасывающем фланце насоса плюс общий напор трения во всасывающей линии. Полная динамическая высота всасывания, определенная при испытании насоса, представляет собой показание манометра на всасывающем фланце, преобразованное в футы жидкости и скорректированное по средней линии насоса, за вычетом скоростного напора в точке крепления манометра.

Общий динамический напор нагнетания (h _d )
Полный динамический напор нагнетания представляет собой статический напор нагнетания плюс скоростной напор на нагнетательном фланце насоса плюс общий напор трения в нагнетательной линии. Общий динамический напор нагнетания, определенный при испытании насоса, представляет собой показание манометра на нагнетательном фланце, преобразованное в футы жидкости и скорректированное по средней линии насоса, плюс скоростной напор в точке крепления манометра.

Термины насоса

Высота всасывания существует, когда источник подачи находится ниже средней линии насоса.Следовательно, статическая высота всасывания — это вертикальное расстояние в футах от центральной линии насоса до свободного уровня перекачиваемой жидкости.

Высота всасывания существует, когда источник подачи находится выше средней линии насоса. Следовательно, статическая всасывающая головка — это вертикальное расстояние в футах от центральной линии насоса до свободного уровня перекачиваемой жидкости.

Статическая нагнетательная головка — это расстояние в футах по вертикали между осевой линией насоса и точкой свободного нагнетания или поверхностью жидкости в напорном резервуаре.

Общий статический напор — это вертикальное расстояние в футах между свободным уровнем источника подачи и точкой свободного слива или свободной поверхностью нагнетаемой жидкости.

Общий напор или общий динамический напор
Полный напор (H) или общий динамический напор (TDH) — это общий динамический напор за вычетом общего динамического напора на всасывании:

TDH = h _d + h _s (с высотой всасывания)
TDH = h _d — h _s (с высотой всасывания)

Мощность

Работа, выполняемая центробежным насосом, зависит от общего напора и веса перекачиваемой жидкости за данный период времени.Производительность насоса в галлонах в минуту и ​​удельный вес жидкости обычно используются в формулах, а не фактический вес жидкости.

Входная мощность насоса или тормозная мощность (л.с.) — это фактическая мощность, передаваемая на вал насоса. Мощность насоса или водяная лошадиная сила (WHP) — это жидкая мощность, передаваемая насосом. Эти два термина определяются следующими формулами:

Считывание кривой производительности насоса

Характеристики насоса, такие как расход, давление, эффективность и тормозная мощность, отображаются графически на кривой насоса.Первое, на что следует обратить внимание, — это размер помпы. Размер насоса 2×3-8 показан в верхней части графика. Цифры 2×3-8 обозначают:

• Выпускное отверстие (выпускное отверстие) составляет 2 дюйма.
• Входное отверстие (всасывающее отверстие) составляет 3 дюйма.
• Рабочее колесо имеет диаметр 8 дюймов.

У некоторых компаний номер может отображаться как 3×2-8. Большее из первых двух чисел — вход. Скорость насоса (об / мин) также показана в верхней части графика и указывает производительность при скорости 3560 об / мин.Вся информация отражает эту рабочую скорость.

Пропускная способность или расход показаны в нижней части кривой. Уровни потока показаны для рабочей скорости 3560 об / мин, но показывают влияние напора, когда выпускное отверстие дросселируется.

Левая часть кривой производительности показывает напор (футы), генерируемый при различных расходах. На графике представлены множественные кривые зависимости расхода от напора (см. Рисунок 3). Каждый из них представляет собой рабочее колесо разного (обрезанного) размера.Для этого насоса диапазон рабочих колес составляет от 5,5 до 8,375 дюйма.

Рис. 3. Пример кривой производительности насоса

Кривые КПД накладываются на график (вертикальные линии) и показывают КПД от 64 до 45 процентов для этого насоса. По мере увеличения напора расход и эффективность снижаются.

Тормозная мощность показана пунктирными линиями по диагонали от верхнего левого угла к нижнему правому.Кривые BHP показаны для мощности от 7,5 до 30 лошадиных сил. Используя 8-дюймовую крыльчатку с расходом 250 галлонов в минуту, BHP составляет примерно 25 лошадиных сил.

Законы сродства, применяемые к центробежным насосам

Кривые насоса и системы
Кривая насоса является исключительно функцией физических характеристик насоса. Кривая системы полностью зависит от размера трубы, длины трубы, количества и расположения колен и других факторов.Место пересечения этих двух кривых — естественная рабочая точка (см. Рисунок 4). Здесь давление насоса соответствует потерям в системе, и все уравновешивается.

Рис. 4. Пример кривых насосной системы

Если система является частью процесса, который изменяется часто или непрерывно, то необходим какой-либо метод изменения характеристик насоса или параметров системы. Два метода могут решить задачу непрерывно меняющегося потока.Один из методов — дросселирование, при котором кривая системы изменяется с помощью регулирующего или дроссельного клапана. Другой метод заключается в изменении скорости насоса, что изменяет характеристику насоса.

Система дросселирования
При использовании метода дросселирования препятствие потоку увеличивает напор. Система с двумя различными настройками клапана показана на рисунке 6.

Рисунок 5. Система дросселирования

Рисунок 6.Примерные требования к мощности для дроссельной системы

Для сравнения, давайте возьмем пример, чтобы определить требования к мощности для дроссельной системы, а затем для системы переменной скорости. Используется насос (с рабочим колесом 8 дюймов), работающий с базовой скоростью 3560 об / мин. Этот насос предназначен для работы в системе, требующей 250-футового напора при 250 галлонах в минуту (см. Рисунок 6).

Исходя из представленной информации, требования к мощности при расходе в системе дросселирования показаны в таблице 1.

Таблица 1. Требования к питанию системы дросселирования

Система переменной скорости
Для сравнения, метод переменной скорости использует преимущество изменения характеристик насоса, которое происходит при изменении скорости рабочего колеса (см. Рисунок 7). Более низкая скорость насоса изменяет характеристику насоса в зависимости от напора, создаваемого скоростью перекачиваемой жидкости. Помните, что напор равен V ² / 2g.

Рис. 7. Пример системы переменной скорости

Законы сродства
Набор формул, который используется для прогнозирования работы центробежного насоса в любой рабочей точке на основе исходных характеристик насоса, известен как законы сродства.

Где:
N = Скорость насоса
Q = Расход (галлонов в минуту)
P = Давление (футы)
л.с. =

лошадиных сил

Используя тот же пример насоса, что и дроссельная система, потребляемая мощность рассчитывается для системы для различных скоростей
(см. Таблицу 2).

Используйте законы сродства, чтобы вычислить значения для остальных рабочих точек. Очевидно, что для изменения скорости требуется гораздо меньше энергии. Чтобы определить фактическую требуемую мощность, необходимо учесть КПД привода. Экономия энергии будет зависеть от количества времени, в течение которого насос работает в каждой точке пониженной скорости.

Чтобы рассчитать фактическую экономию, мощность тормоза должна быть преобразована в ватты, а затем умножена на количество часов работы. Затем результат умножается на стоимость киловатт-часа, чтобы показать стоимость эксплуатации насоса в каждой точке потока. Вычтите значение переменной скорости из значения регулирования, чтобы показать разницу в стоимости энергии.

Судя по данным таблицы 2, расход 200 галлонов в минуту при дросселировании требует 22,5 лошадиных сил. Только с переменной скоростью 12.Требуется 8 лошадиных сил. Если расход требуется на 2000 часов в год по цене 7 центов за киловатт-час, сравнение затрат составит:

Система дросселирования:
22,5 л.с. x 0,746 = 16,785 кВт
16,785 x 2,000 = 33,570 кВтч
33,570 x 0,07 = 2350 долл. США

Система с регулируемой скоростью:
12,8 x 0,746 = 9,5488 кВт
9,5488 x 2,000 = 19097 кВт · ч
19097 x 0,07 = 1337 долларов США

Экономия:
2350 — 1337 долларов = 1013

Этот пример не имеет связанной с ним статической головки.Система со статическим напором меняет характеристику системы и требования к мощности. Чем больше статический напор в системе, тем меньше возможная экономия энергии. Это связано с тем, что кривая системы более пологая, поэтому большая часть энергии используется для преодоления изменения высоты, связанного с системами с высоким статическим напором.

Заключение

В этой статье показано, как присущий центробежным насосам характер работы делает их главными кандидатами для экономии энергии.Большинство насосных систем спроектированы и имеют завышенные габариты для наихудших условий нагрузки. Следуя принципу закона сродства, просто понизив расход центробежного насоса увеличенного размера на 20 процентов, можно снизить энергопотребление примерно на 50 процентов, что приведет к значительной экономии энергии.

Выбор насоса: все параметры

Как производители насосов, мы ежедневно сталкиваемся с множеством запросов, которые часто остаются неполными из-за отсутствия данных, которые необходимы для того, чтобы мы могли предложить правильное решение для насоса.Чтобы помочь нашему клиенту выбраться из джунглей параметров, мы определили таблицу основных переменных , которые следует учитывать при выборе насоса . Эта статья хотела бы быть легким vademecum, чтобы упростить коммуникацию с запросом цитаты.

Варианты выбора насоса

В следующей таблице приведены необходимые переменные, которые наши технические специалисты должны знать при выборе. Мы настоятельно рекомендуем нашим клиентам сообщить следующие данные, чтобы мы могли продолжить выбор.

Благодаря этим рекомендациям наш технический отдел сможет выбрать лучшее решение для каждого запроса.

Кроме того, после того, как выбор будет сделан, наш технический отдел предоставит клиентам некоторые полезные производные параметры, которые необходимы для установок.

Параметры подтверждены техниками по насосам

Действительно, после выбора наши специалисты в первую очередь подтверждают фактический напор и расход, которых может достичь насос, а также диаметр рабочего колеса.Затем они предоставляют клиентам данные, указанные в таблице ниже. Эта информация позволяет нашему заказчику технически оценить наше предложение в соответствии с конструктивными особенностями завода.

Теперь стало понятнее? Если вам потребуется дополнительная информация, свяжитесь с нами по адресу [email protected] . Будем рады развеять все ваши сомнения.

Не забудьте сохранить это сообщение в закладках, чтобы его было легко восстановить! Чтобы выбрать подходящий материал для насоса, ознакомьтесь также с нашим руководством по химической совместимости .

Артикул:

https://en.wikipedia.org/wiki/Net_positive_suction_head
https://www.ksb.com/blob/333370/f0c49eb441d360b61f48f08ec47d78ab/pdf3-data.pdf

Основные принципы выбора насосов. Расчет насосов

Пример № 1

Плунжерный насос одностороннего действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м ³ / ч. Диаметр плунжера 10 см, длина хода 24 см. Скорость вращения рабочего вала 40 об / мин.

Необходимо определить объемный КПД насоса.

Решение:

Площадь поперечного сечения плунжера:

F = (π · d²) / 4 = (3,14 · 0,1²) / 4 = 0,00785 м²2

КПД выражается по формуле расхода плунжерного насоса:

η _В = Q / (F · S · n) = 1 / (0,00785 · 0,24 · 40) · 60/3600 = 0,88

Пример № 2

Двухпоршневой насос двойного действия создает напор 160 м при перекачке нефти плотностью 920 кг / м ³ .Диаметр поршня 8 см, диаметр штока 1 см, длина хода поршня 16 см. Скорость вращения рабочего вала 85 об / мин. Необходимо рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя принять 0,95, а поправочный коэффициент 1,1).

Решение:

Площадь поперечного сечения поршня и штока:

F = (3,14 · 0,08²) / 4 = 0,005024 м²

F = (3,14 · 0,01²) / 4 = 0,0000785 м²

Производительность насоса находится по формуле:

Q = N · (2F-f) · S · n = 2 · (2 ​​· 0,005024-0,0000785) · 0,16 · 85/60 = 0,0045195 м³ / ч

Затем находим полезную мощность насоса:

Н _П = 920 · 9,81 · 0,0045195 · 160 = 6526,3 Вт

С учетом КПД и поправочного коэффициента получаем конечную установленную мощность:

N _УСТ = 6526,3 / (0,95 · 0,95) · 1,1 = 7954,5 Вт = 7,95 кВт

Пример №3

Трехпоршневой насос перекачивает жидкость плотностью 1080 кг / м ³ из открытого резервуара в резервуар под давлением 1,6 бар с расходом 2,2 м ³ / час. Геометрический напор гидролифта составляет 3,2 метра. Полезная мощность, затрачиваемая на перекачку жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо определить величину потери напора.

Решение:

Напор создаваемый насосом находим по формуле полезной мощности:

H = N _П / (ρ · г · Q) = 4000 / (1080 · 9,81 · 2,2) · 3600 = 617,8 м

Подставляем найденное значение напора в формулу напора, выраженного в разнице давлений, и находим искомую величину

ч _п = H — (p ₂ -p ₁ ) / (ρ · г) — H _г = 617,8 — ((1,6-1) · 10 ⁵ ) / (1080 · 9,81) — 3,2 = 69,6 м

Пример № 4

Реальная производительность винтовой трубы равна 1.6 м ³ / ч. Геометрические характеристики насоса: эксцентриситет — 2 см; диаметр ротора — 7 см; шаг винтовой поверхности ротора — 14 см. Скорость вращения ротора 15 об / мин. Необходимо определить объемный КПД насоса.

Решение:

Запрашиваемое количество выражаем по формуле производительности винтового насоса

η _В = Q / (4 · e · D · T · n) = 1,6 / (4 · 0,02 · 0,07 · 0,14 · 15) · 60/3600 = 0,85

Пример № 5

Необходимо рассчитать напор, расход и полезную мощность центробежного насоса, перекачивающего маловязкую жидкость плотностью 1020 кг / м 3 ³ из емкости с избыточным давлением 1.2 бара к резервуару с избыточным давлением 2,5 бар по данному трубопроводу с диаметром трубы 20 см. Общая длина трубопровода (суммарно с эквивалентной длиной местных сопротивлений) составляет 78 м (коэффициент трения принят равным 0,032). Перепад напоров водохранилищ 8 метров.

Решение:

Для маловязких сред выбираем оптимальную скорость движения в трубопроводе 2 м / с. Рассчитаем расход жидкости через заданный трубопровод:

Q = (π · d²) / 4 · w = (3,14 · 0,2²) / 4 · 2 = 0,0628 м³ / с

Скоростной напор трубы:

Вт² / (2 · g) = 2² / (2 · 9,81) = 0,204 м

При соответствующей скорости напора потери на трение и местные сопротивления будут равны:

H _Т = (λ · l) / d _э · [w² / (2g)] = (0,032 · 78) / 0,2 · 0,204 = 2,54 м

Общий напор будет равен:

H = (p ₂ -p ₁ ) / (ρ · г) + H _г + h _п = ((2,5-1,2) · 10 ⁵ ) / (1020 · 9,81) + 8 + 2,54 = 23,53 м

Еще предстоит определить полезную мощность:

Н _П = ρ · г · Q · H = 1020 · 9,81 · 0,0628 · 23,53 = 14786 Вт

Пример № 6

Целесообразно ли перекачивать воду центробежным насосом производительностью 50 м ³ / час через 150 х 4.Трубопровод 5 мм?

Решение:

Рассчитываем скорость потока воды в трубопроводе:

Q = (π · d²) / 4 · w

w = (4 · Q) / (π · d²) = (4 · 50) / (3,14 · 0,141²) · 1/3600 = 0,89 м / с

Скорость потока воды в напорном трубопроводе 1,5-3 м / с. Полученное таким образом значение скорости потока не попадает в этот интервал, откуда можно сделать вывод о нецелесообразности использования данного центробежного насоса.

Пример № 7

Необходимо определить коэффициент подачи шестеренчатого насоса.Геометрические характеристики насоса: сечение зазора между зубьями шестерни 720 мм ² ; количество зубьев — 10; длина зуба шестерни — 38 мм. Скорость вращения 280 об / мин. Реальная подача шестеренчатого насоса 1,8 м ³ / час.

Решение:

Теоретическая производительность насоса:

Q = 2 · f · z · n · b = 2 · 720 · 10 · 0,38 · 280 · 1 / (3600 · 10 ⁶ ) = 0,0004256 м³ / ч

Соответственно коэффициент доставки равен:

η _В = 0,0004256 / 1,8 · 3600 = 0,85

Пример №8

Насос КПД 0,78 перекачивает жидкость плотностью 1030 кг / м ³ и 132 м ^{3 расход} / час. Напор, создаваемый в трубопроводе, составляет 17,2 м. Насос приводится в действие электродвигателем мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить, соответствует ли этот насос требованиям по пусковому крутящему моменту.

Решение:

Рассчитаем полезную мощность, потребляемую непосредственно на перекачку среды:

Н _П = ρ · г · Q · H = 1030 · 9,81 · 132/3600 · 17,2 = 6372 Вт

Мы учитываем КПД насоса и электродвигателя и определяем полную мощность электродвигателя:

Н _Д = Н _П / (η _Н · η _Д ) = 6372 / (0,78 · 0,95) = 8599 Вт

Зная установленную мощность двигателя, определяем запас прочности электродвигателя:

β = N _У / N _Д = 9500/8599 = 1,105

Для двигателей мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется выбирать запас пусковой мощности от 1.2 до 1,15. Полученное нами значение не попадает в этот интервал, откуда можно сделать вывод, что при работе данного насоса в заданных условиях могут возникнуть проблемы при его запуске.

Пример № 9

Центробежный насос перекачивает жидкость плотностью 1130 кг / м ³ из открытого резервуара в реактор с рабочим давлением 1,5 бар и расходом 5,6 м ³ / час. Геометрическая разница напоров составляет 12 метров, при установке реактора под резервуаром.Потери на трение напора в трубах и местные сопротивления равны 32,6 м. Необходимо определить полезную мощность насоса.

Решение:

Рассчитаем напор, создаваемый насосом в трубопроводе:

H = (p ₂ -p ₁ ) / (ρ · г) + H _г + h _п = ((1,5-1) · 10 ⁵ ) / (1130 · 9 , 81) — 12 + 32,6 = 25,11 м

Полезная мощность насоса определяется по формуле:

Н _П = ρ · г · Q · H = 1130 · 9,81 · 5,6 / 3600 · 25,11 = 433 Вт

Пример № 10

Определяем предельное увеличение расхода закачки воды (плотность принята равной 1000 кг / м ³ ) из открытого резервуара в другой открытый резервуар с расходом 24 м ³ / час.Геометрический напор гидролифта 5 метров. Вода перекачивается по трубам 40 х 5 мм. Мощность электродвигателя 1 кВт. Общий КПД агрегата принят равным 0,83. Суммарные потери напора на трение в трубах и местные сопротивления составляют 9,7 м.

Решение:

Определяем максимальное значение расхода, соответствующее максимально возможной полезной мощности, развиваемой насосом. Для этого сначала определим несколько промежуточных параметров.

Рассчитываем необходимый напор для откачки воды:

H = (p ₂ -p ₁ ) / (ρ · г) + H _г + h _п = ((1-1) · 10 ⁵ ) / (1000 · 9,81 ) + 5 + 9,7 = 14,7 м

Полезная мощность, развиваемая насосом:

Н _П = Н _общ / η _Н = 1000 / 0,83 = 1205 Вт

Находим максимальное значение расхода по формуле:

Н _П = ρ · г · Q · H

Находим искомое количество:

Q _макс = N _П / (ρ · г · H) = 1205 / (1000 · 9,81 · 14,7) = 0,00836 м³ / с

Расход воды можно увеличить 1.Максимум 254 раза без нарушения требований к эксплуатации насоса.

Q _макс / Q = 0,00836 / 24 · 3600 = 1,254

Наши инженеры всегда готовы оказать консультационные услуги или предоставить дополнительную техническую информацию по предлагаемому нами насосному оборудованию и трубопроводной арматуре.

Запросы на насосы просим направлять в технический отдел нашей компании на E-mail: [email protected], телефон +7 (495) 225 57 86

Центральный офис NCE GmbH
Наша сервисная компания Intekh GmbH

Головные представительства в странах СНГ:
Россия
Казахстан
Украина
Туркменистан
Узбекистан
Латвия
Литва

Числовая идентификация основных конструктивных параметров, повышающих производительность центробежного насоса: рабочее колесо, улитка рабочего колеса и рабочее колесо-диффузор

В данной статье представлено численное исследование влияния соответствующих конструктивных параметров, включая высоту лопастей, количество лопастей, Угол выпускной лопасти, ширина лопасти и диаметр рабочего колеса определяют стационарный поток жидкости в трехмерном центробежном насосе.Для этого исследования были рассмотрены три случая: рабочее колесо, комбинированное рабочее колесо и улитка и комбинированное рабочее колесо и диффузор. Уравнения неразрывности и Навье-Стокса с моделью турбулентности k — ε и стандартные пристеночные функции использовались с помощью кода ANSYS-CFX. Достигнутые результаты показывают, что выбранные ключевые параметры конструкции влияют на производительность центробежного насоса, описывающую напор насоса, мощность торможения и общую эффективность. Для обоснования разработанного подхода результаты численного моделирования были сопоставлены с результатами экспериментов для случая совмещения рабочего колеса и диффузора.

1. Введение

В настоящее время одно- и многоступенчатые центробежные насосы широко используются на промышленных и горнодобывающих предприятиях. Одним из важнейших компонентов центробежного насоса [1] является рабочее колесо. Рабочие характеристики, относящиеся к насосу, включая напор, тормозную мощность и общий КПД, во многом зависят от крыльчатки. Чтобы добиться лучшей производительности центробежного насоса, необходимо выбрать такие параметры конструкции, как количество лопастей рабочего колеса и диффузора, угол наклона лопастей рабочего колеса, высота лопастей рабочего колеса и диффузора, ширина лопастей рабочего колеса, диаметр рабочего колеса и диаметр рабочего колеса. Радиус улитки должен быть точно определен из-за сложного потока жидкости через центробежный насос.Этот поток жидкости трехмерен и турбулентен. Поэтому важно знать поведение потока жидкости при прохождении через крыльчатку. Это может быть сделано путем учета улитки и / или диффузора на этапах планирования, проектирования и оптимизации в условиях проектирования и вне проекта. Было проведено множество экспериментальных и численных исследований потока жидкости через центробежный насос [2–21], где влияние количества лопастей рабочего колеса на производительность насоса было экспериментально исследовано в [11, 12].Влияние угла выходной лопатки рабочего колеса на производительность насоса также было исследовано численно [13, 14] с использованием кода CFD и экспериментально в [15]. В [16] динамические эффекты из-за взаимодействия рабочего колеса и спиральной камеры в центробежном насосе были численно исследованы, в то время как влияние спиральной камеры на поля скорости и давления исследовалось в [17, 18]. Дополнительное экспериментальное исследование, проведенное [19], заключалось в измерении нестационарной скорости, давления и угла потока на выходе из рабочего колеса центробежного насоса со спиральным корпусом и без него.Расход жидкости и распределение напора в улитке центробежного насоса сравнивали с характеристиками рабочего колеса без спирального корпуса. Более того, два рабочих колеса центробежных насосов с разными выходными диаметрами для одной и той же улитки были исследованы экспериментально и численно [20], чтобы оценить влияние радиального зазора между выходным отверстием рабочего колеса и язычком улитки на нестационарные радиальные силы, действующие на рабочее колесо насоса. центробежный насос со спиральным корпусом. Кроме того, эффекты поведения потока в центробежном насосе, диффузор которого подвергался различным радиальным зазорам, были численно исследованы в [21] с использованием кода CFD.Анализ предыдущих работ ясно показал, что полученные результаты исследований относятся к значениям проектных параметров центробежного насоса и поэтому не могут быть обобщены. Поэтому в этой работе было проведено численное исследование с использованием метода конечных объемов в соответствии с кодом CFX [22], чтобы получить более полное представление о характеристиках трехмерного турбулентного потока жидкости через рабочее колесо, комбинированное рабочее колесо и спиральную камеру, а также комбинированное рабочее колесо и диффузор с учетом различных условий потока и конструктивных параметров насоса: высота лопастей 12 мм, 18 мм и 24 мм; количество лопастей 5, 7 и 9 для крыльчатки и 5, 8 и 12 для диффузора; углы выпускного лезвия 9 °, 28 ° и 60 °, ширина лезвия 4 мм, 10 мм и 15 мм; внешние диаметры крыльчатки 285 мм и 320 мм.Контрольные размеры, выбранные для крыльчатки и диффузора, были основаны на существующих крыльчатке и диффузоре [23]. После применения уравнений неразрывности и Навье-Стокса были определены скорость потока жидкости и распределения давления жидкости в рабочем колесе, совмещенном рабочем колесе и улитке, а также комбинированном рабочем колесе и диффузоре с учетом граничных условий. Поскольку скорость вращения рассматриваемого центробежного насоса была постоянной, для регулирования объемного расхода использовался клапан, установленный на напорной стороне насоса.Мы учли изменение давления всасывания в зависимости от объемного расхода клапана в выполняемых численных расчетах. Напор насоса, тормозная мощность и эффективность были представлены как функция объемного расхода, при этом цель заключалась в том, чтобы определить значения выбранного ключевого конструктивного параметра, которые могли бы улучшить производительность насоса по отношению к диапазонам их значений.

2. Математическая формула

На рисунке 1 показан центробежный насос, состоящий из трех компонентов, включая рабочее колесо, диффузор и спиральную камеру [24].Модели, выбранные для потока жидкости в рабочем колесе, комбинированном рабочем колесе и улитке, а также комбинированном рабочем колесе и диффузоре, изображены на рисунке 2, при этом больший акцент делается на области жидкости.

В управляющих уравнениях для потока жидкости в компонентах центробежного насоса были сделаны следующие допущения: (i) стационарный, трехмерный и турбулентный поток с использованием модели k — ε ; (ii) это была несжимаемая жидкость; (iii) это была ньютоновская жидкость; (iv) теплофизические свойства жидкости постоянны с температурой.

Чтобы учесть эти предположения, теоретический анализ потока жидкости в рабочем колесе, совмещенном рабочем колесе и улитке, а также комбинированном рабочем колесе и диффузоре был основан на уравнениях неразрывности и Навье-Стокса [22]. Для трехмерного потока жидкости через компоненты центробежного насоса, как показано на рисунке 2, уравнения неразрывности выражаются следующим образом:
⃗∇⋅𝑈 = 0, (1)
а уравнения Навье-Стокса имеют вид
⃗⃗𝑈𝜌∇⋅𝑈⊗ = −∇𝑝 + 𝜇e ff∇⃗∇⃗𝑈∇⋅𝑈 + 𝑇 + 𝐵, (2)
где ⃗⃗𝑈 = 𝑈 (𝑢 (𝑥, 𝑦, 𝑧), 𝑣 (𝑥, 𝑦, 𝑧), 𝑤 (𝑥, 𝑦, 𝑧)) — вектор скорости потока жидкости, 𝑝 — давление, ρ — плотность , 𝜇e ff — эффективная вязкость с учетом турбулентности, ⊗ — тензорное произведение, а 𝐵 — исходный член.В частности, для потоков в рабочем колесе, вращающемся с постоянной скоростью ω , исходный член можно записать следующим образом:
⃗𝐵 = −𝜌2⃗𝜔𝑥𝑈 + ⃗𝜔𝑥⃗𝜔𝑥⃗𝑟, (3)
где ⃗𝑟 — вектор местоположения.

Кроме того, 𝜇e ff определяется как
𝜇e ff = 𝜇 + 𝜇𝑡, (4)
где 𝜇 — динамическая вязкость, 𝜇𝑡 — турбулентная вязкость.

Поскольку в данной работе используется модель турбулентности k — ε , поскольку сходимость лучше, чем с другими моделями турбулентности, 𝜇𝑡 связана с кинетической энергией турбулентности k , уравнением (6) и диссипацией 𝜀, уравнением (7 ) через отношение
𝜇𝑡 = 𝐶𝜇𝜌𝑘2𝜀 − 1, (5)
где 𝐶𝜇 — постоянная.

Значения для k и ε получены непосредственно из дифференциальных уравнений переноса для кинетической энергии турбулентности и скоростей диссипации турбулентности:
𝜌⃗𝜇∇⋅𝑈𝑘 = ∇⋅𝜇 + 𝑡𝜎𝑘∇𝑘 + 𝑝𝑘𝜌⃗𝜇 − 𝜌𝜀, (6) ∇⋅𝑈𝜀 = ∇⋅𝜇 + 𝑡𝜎𝜀 + 𝜀∇𝜀𝑘𝐶𝜀1𝑝𝑘 −𝐶𝜀2𝜌𝜀, (7)
где 𝐶𝜀1, 𝐶𝜀2 и — постоянные. 𝑝𝑘 — образование турбулентности за счет сил вязкости и плавучести, которое моделируется с использованием:
𝑝𝑘 = 𝜇𝑡∇⃗∇⃗𝑈𝑈⋅𝑈 + ∇𝑇 − 23∇⋅𝑈3𝜇𝑡⃗∇⋅𝑈 + 𝜌𝑘 + 𝑝𝑘𝑏, 𝑝𝑘𝑏𝜇 = −𝑡𝜌𝜎𝜌𝑔⋅∇𝜌, (8)
где 𝑝𝑘𝑏 можно пренебречь для модели турбулентности k — ε .

Кроме того, для моделирования течения у стенки используется логарифмическая пристеночная функция для моделирования вязкого подслоя [22].

2.1. Рабочее колесо

При рассмотрении потока через рабочее колесо центробежного насоса используются три типа скорости: тангенциальная скорость 𝑈 = 𝑟 ω , относительная скорость 𝑊 и абсолютная скорость. Последнее выражается в векторном формате следующим образом:
⃗⃗𝑉 = 𝑈 + 𝑊. (9)
На рис. 3 показаны треугольники скорости на входе и выходе рабочего колеса при расчетных условиях, когда жидкость входит и выходит из рабочего колеса под углами лопастей 𝛽𝑏1 и 2 соответственно.Компоненты и в направлении — это 𝑉𝑢 (скорость закрутки) и 𝑊𝑢, соответственно, а нормальные к — и.

Кроме того, согласно уравнению Эйлера [1], перенос энергии на единицу массы потока для центробежного насоса можно сформулировать как
𝑔𝐻𝑖 = 𝑈2𝑉𝑢2 − 𝑈1𝑉𝑢1, (10)
где 𝐻𝑖 — идеальный полный напор насоса.

Пренебрегая скоростью закрутки на входе в рабочее колесо, (10) можно выразить следующим образом:
𝑔𝐻𝑖 = 𝑈2𝑉𝑢2.(11)
При учете гидравлического КПД фактический подъем напора насоса определяется как
𝐻 = 𝜂ℎ𝐻𝑖. (12)
Также гидравлический КПД можно рассчитать по следующей эмпирической формуле [1]:
𝜂ℎ = 1−0,8 (15859,03𝑄) 0,25, (13)
где 𝑄 — объемный расход, м ³ / с. Он определяется как 𝑄 = 𝑉𝑟𝐴 с A как площадь проходного сечения потока, перпендикулярная меридиональному направлению.

Поскольку в действительности поток через центробежный насос является турбулентным и трехмерным, фактическое относительное направление потока на выходе из рабочего колеса отличается от направления лопасти под углом.Как показано на рисунке 4, угол flow2 потока всегда меньше угла 𝛽𝑏2 лопасти. Это может привести к вторичным потокам в проточном канале от входа насоса к выходу [1].

Таким образом, коэффициент скольжения 𝜇𝑠 используется для учета разницы между 𝛽𝑏2 и 2, которая формулируется как
𝜇𝑠 = 𝑉𝑢2𝑉𝑢2, (14)
где 𝑉𝑢2 — фактическая скорость закрученного потока на выходе из рабочего колеса, а 𝑉𝑢2 — идеальная скорость закрученного потока на выходе из рабочего колеса.

Кроме того, скорость скольжения определяется выражением
Δ𝑉𝑠 = 𝑉𝑢2 − 𝑉𝑢2 = 𝑊𝑢2 − 𝑊𝑢2.(15)
С учетом фактора скольжения (12) можно выразить как
𝐻 = 𝜂ℎ𝜇𝑠𝑈2𝑔𝑈2 − 𝑄𝐴2tan𝛽2. (16)
Кроме того, чтобы учесть поток утечки из рабочего колеса, объемный КПД определяется как
𝜂𝑣 = 𝑄 + 𝑄𝐿𝑄𝐿, (17)
где 𝑄𝐿 — поток утечки от выхода рабочего колеса обратно к входу через зазор.

Кроме того, механический КПД насоса определяется следующим образом:
𝜂𝑚 = 𝑃imp𝑃𝑠, (18)
где 𝑃𝑠 — тормозная мощность, а 𝑃imp мощность, передаваемая рабочим колесом жидкости.

𝑃𝑠 глобально выражается
𝑃𝑠 = 𝑃ℎ + 𝑃𝑓 + 𝑃𝐿 + 𝑃𝑚 + 𝑃df = 𝐶𝜔, (19)
где 𝐶 — крутящий момент на валу насоса, 𝑃ℎ — мощность центробежного насоса в лошадиных силах. Это выражается как
𝑃ℎ = 𝜌𝑄𝑔𝐻. (20) 𝑃𝑓 — мощность потерь из-за трения, которая определяется выражением
𝑃𝑓𝐻 = 𝜌𝑄𝑔𝑖 − 𝐻. (21) 𝑃𝐿 — мощность потерь из-за утечки, которая определяется как:
𝑃𝐿 = 𝜌𝑄𝐿𝑔𝐻𝑖. (22) 𝑃𝑚 — мощность потерь на трение в подшипниках и уплотнениях, а 𝑃df — мощность трения диска из-за бандажей рабочего колеса.

𝑃imp в (18) можно сформулировать следующим образом:
𝑃imp = 𝑃𝑠 − 𝑃𝑚 − 𝑃df.(23)
Кроме того, (23) можно переписать как
𝑃imp = 𝜌𝑄 + 𝑄𝐿𝑔𝐻𝑖. (24)
Учет (23), (18) можно выразить как
𝜂𝑚 = 𝑃𝑠 − 𝑃𝑚 − 𝑃df𝑃𝑠. (25)
Таким образом, общий КПД центробежного насоса можно сформулировать как
𝑃𝜂 = ℎ𝑃𝑠. (26)
Наконец, общая эффективность также может быть сформулирована с точки зрения других показателей эффективности как
𝜂 = 𝜂ℎ𝜂𝑣𝜂𝑚. (27)

2.2. Параметры улитки

На рисунке 5 показаны параметры улитки без диффузора, определяемые радиусом основной окружности улитки 𝑟3, радиусом сечения водяной окружности улитки 𝑟𝑣, углом улитки 𝛼𝑣, площадью поперечного сечения улитки 𝐴𝜃, которые зависят от угол Θ и площадь поперечного сечения выпускного отверстия спиральной камеры 𝐴𝑡 [1].

Средняя скорость потока на выходе улитки определяется выражением
𝑉3 = 𝐾3√2𝑔𝐻, (28)
где константа скорости спиральной камеры 𝐾3 является эмпирическим параметром, коррелированным с конкретной скоростью, как показано на рисунке 6 вместе с другими параметрами спиральной камеры, такими как угол спиральной камеры 𝛼𝑣 и диаметр основной окружности спиральной камеры 𝐷3 [1].

Кроме того, площадь поперечного сечения спиральной камеры 𝐴𝜃 может быть определена как
𝐴𝜃 = 𝑄𝜃𝑟2𝜋𝐶𝐿𝑐, (29)
где 𝑟𝑐 — радиус центроида площади поперечного сечения спиральной камеры, 𝐿 — угловой момент потока на выходе из рабочего колеса, он выражается как 𝐿 = 𝑟2𝑉𝑢2 и 𝐶≅0.95 для учета потерь на трение.

2.3. Скорость диффузора и перепад давления

На рисунке 7 показаны скорости на входе и выходе лопаточного диффузора сразу после рабочего колеса.

Скорость на выходе 𝑉3 может быть определена с помощью [24]
𝑉3 = 𝑉2𝑢3 + 𝑉2𝑚3, (30)
где
𝑉𝑢3 = 𝑟2𝑉𝑢2𝑟3, 𝑉𝑟3 = 𝑄𝐴3, (31)
где 𝐴3 — площадь проходного сечения потока перпендикулярно меридиональному направлению на выходе из диффузора.

Наконец, разница давлений между выходом и входом диффузора определяется как
𝑝3 − 𝑝2 = 𝜌2𝑉22 − 𝑉23.(32)
Для численного решения (1) и (2) с учетом граничных условий и модели турбулентности k — ε использовался код вычислительной гидродинамики ANSYS-CFX, основанный на методе конечных объемов, для получения жидкости скорость потока и распределение давления. В рассмотренных случаях с рабочим колесом, комбинированным рабочим колесом и улиткой, а также комбинированным рабочим колесом и диффузором граничные условия были сформулированы следующим образом: статическое давление давалось на входе, а обеспечиваемый расход — на выходе.Состояние замороженного ротора использовалось как для интерфейса рабочее колесо-улитка, так и для интерфейса рабочее колесо-диффузор. На границах стенки для потока задавалось условие прилипания. На рис. 8 показаны входная, выходная и межфазная области для выбранных компонентов центробежного насоса.

Учитывая тот факт, что скорость вращения насоса была постоянной, объемный расход контролировался регулирующим клапаном, который влиял на давление на входе насоса, как показано на Рисунке 9 [23].Это было учтено в проведенном численном моделировании.

Кроме того, код ANSYS-CFX состоит из модулей геометрии (DesignModeler), CFX-pre, CFX-solver и CFX-post. В соответствии с применяемым кодом ANSYS-CFX на рисунке 10 показаны этапы, специально используемые для получения результатов численного моделирования от геометрических моделей к числовым моделям рабочего колеса, комбинированного рабочего колеса и улитки, а также комбинированного рабочего колеса и диффузора.

3.Результаты и обсуждение

Вода использовалась в качестве рабочей жидкости для всех прогонов моделирования и для использования в этом исследовании, как полагают, имеет следующие контрольные значения: температура 25 ° C для воды, плотность ρ = 997 кг / м³, и динамическая вязкость μ = 8,899 × 10 ⁻⁴ Па · с. Основные данные для эталонного рабочего колеса, улитки и диффузора приведены в таблицах 1, 2 и 3.

3.1. Примеры из практики

Шесть ключевых проектных параметров центробежного насоса были выбраны для изучения их влияния, главным образом на производительность насоса: высота лопасти рабочего колеса без улитки, ширина лопасти рабочего колеса без улитки, угол наклона лопасти рабочего колеса без улитки, количество лопастей рабочего колеса со спиральной частью, диаметр рабочего колеса со спиральной частью и количество лопастей диффузора с рабочим колесом.Для наивысшей точности результатов численного моделирования в каждом конкретном случае проводились тесты решения, не зависящие от сетки, путем варьирования количества элементов сетки. В таблице 4 указано необходимое количество элементов сетки для достижения результатов, не зависящих от сетки.

1.1. Влияние высоты выходной лопатки рабочего колеса

Для анализа влияния высоты выходной лопатки на напор насоса, тормозную мощность насоса и общую эффективность насоса были выбраны значения 0,012 м, 0,018 м и 0,024 м для высоты выходной лопатки, в то время как сохраняя другие параметры постоянными. На рисунке 11 показан напор насоса как функция объемного расхода с высотой выходной лопатки в качестве параметра. Здесь четко видно, что напор насоса уменьшается с увеличением объемного расхода из-за уменьшения давления жидкости.Кроме того, напор насоса увеличивается с увеличением высоты выпускной лопатки. Это можно объяснить тем фактом, что, когда объемный расход поддерживается постоянным, увеличение высоты выпускной лопатки приводит к уменьшению меридиональной скорости, что увеличивает напор насоса, поскольку тангенциальная скорость на выходе и угол выходной лопатки остаются постоянными. Другими словами, падение давления жидкости в крыльчатке уменьшается в зависимости от увеличения высоты выпускной лопатки.

Кривые, выражающие тормозную мощность насоса в зависимости от объемного расхода, показаны на Рисунке 12, который показывает, что тормозная мощность увеличивается с увеличением объемного расхода.Это можно объяснить дополнительным снижением давления жидкости относительно объемного расхода. Кроме того, тормозная мощность увеличивается относительно высоты лопасти рабочего колеса из-за требуемого увеличения крутящего момента на валу насоса относительно увеличенной высоты лопасти.

Как показано на рисунке 13, кривые, представляющие общий КПД насоса как функцию объемного расхода, показывают, что общий КПД для 2 = 12 мм быстро уменьшается справа от точки наилучшего КПД (BEP).Общий КПД для 2 = 18 максимален, когда объемный расход достигает 0,08 м³ / с.

На рисунках 14, 15 и 16 показаны соответствующие контуры для статического давления, векторов скорости потока жидкости и обтекаемых скоростей потока жидкости для Q = 0,065 м ³ / с. Из этих рисунков видно, что статическое давление на выходе из рабочего колеса выше, чем на входе в рабочее колесо. Это связано с уменьшением скорости потока жидкости на выходе из рабочего колеса.Таким образом, эти рисунки ясно иллюстрируют корреляцию между изменениями скорости потока жидкости и статическим давлением. Кроме того, на рисунках 14–16 показано влияние изменения высоты лопатки на статическое давление, скорость потока жидкости и скорость обтекаемой жидкости, соответственно, где средние скорости потока жидкости на выходе из рабочего колеса составляли 15,92 м / с, 12,64 м / с и 10,56 м / с для 2 = 12 мм, 𝑏2 = 18 мм и 𝑏2 = 24 мм соответственно.

3.1.2. Влияние ширины лопасти рабочего колеса

Для исследования влияния ширины лопасти рабочего колеса на напор насоса, тормозную мощность насоса и общий КПД насоса были выбраны ширины лопастей 4 мм, 10 мм и 15 мм, в то время как остальные параметры оставались неизменными.На рис. 17 показана зависимость напора насоса от объемного расхода, что показывает, что напор насоса уменьшается с увеличением ширины лопасти. Это связано с увеличением перепада давления жидкости с увеличением ширины лопасти. Кроме того, требуемая тормозная мощность насоса уменьшается при увеличении ширины лопасти, как показано на Рисунке 18. Соответствующие общие кривые КПД показаны на Рисунке 19, демонстрируя, что влияние ширины лопасти на общую эффективность более выражено при высоких объемных расходах. .Другими словами, общий КПД для трех лопастей ширины быстро уменьшается с правой стороны от ВОБ, и наименьший общий КПД достигается, когда e = 15 мм.

3.1.3. Влияние угла выходной лопатки рабочего колеса

Три значения угла выходной лопатки рабочего колеса 9 °, 28 ° и 60 ° были выбраны для исследования их влияния на напор насоса, мощность тормоза насоса и общую эффективность насоса. На рисунке 20 показано распределение напора насоса в зависимости от объемного расхода и с углом выпускной лопатки в качестве параметра.Таким образом, на этом рисунке показано, что напор насоса увеличивается с увеличением угла выпускной лопатки, что можно объяснить увеличенным размером выходного поперечного сечения по сравнению с увеличенным углом выпускной лопатки, что приводит к уменьшению падения давления жидкости в проточном канале между лопатками.

Кроме того, на рисунке 21 изображены соответствующие кривые тормозной мощности в зависимости от объемного расхода, показывая, что тормозная мощность насоса увеличивается относительно угла увеличивающей выходной лопасти.Это связано с увеличением требуемого крутящего момента вала, а также с увеличенным углом выпускной лопасти.

Кроме того, кривые эффективности, показанные на рисунке 22, показывают, что общая эффективность для for2 = 9∘ быстро уменьшается справа от BEP.

Кроме того, на рисунках 23 и 24 показаны контур статического давления и вектор скорости потока жидкости для Q = 0,065 м ³ / с. Из этих рисунков можно заметить, что разница статического давления между выходом рабочего колеса и входом увеличивается с увеличением угла лопасти из-за уменьшения скорости потока жидкости на выходе из крыльчатки, как показано на рисунке 26.Средние скорости потока жидкости на выходе из рабочего колеса составляют 21,06 м / с, 15,92 м / с и 10,09 м / с для 2 = 9∘, 𝛽2 = 28∘ и 𝛽2 = 60∘ соответственно.

3.1.4. Влияние числа лопастей рабочего колеса при учете улитки

Чтобы исследовать влияние числа лопастей рабочего колеса на напор насоса, тормозную мощность насоса и общую эффективность насоса, были выбраны три рабочих колеса с числом лопастей 5, 7 и 9, в то время как другие параметры оставались неизменными. На рисунке 25 показана зависимость напора насоса от объемного расхода, что показывает, что напор насоса увеличивается с увеличением числа лопастей.Это объясняется уменьшением падения давления жидкости в проточном канале за счет увеличения числа лопастей рабочего колеса при сохранении того же общего объемного расхода. Кроме того, как показано на рисунке 26, мощность тормоза насоса увеличивается относительно увеличенного числа лопастей. Это происходит из-за увеличения запрашиваемого крутящего момента вала насоса, так как количество лопастей насоса также увеличивается.

Кроме того, на Рисунке 27 показаны общие кривые КПД, показывающие, что рабочее колесо с 5 лопастями имеет самый низкий общий КПД.

Кроме того, на рисунках 28 и 29 показаны соответствующие контур статического давления и вектор скорости потока жидкости для Q = 0,065 м ³ / с, соответственно. Таким образом, эти цифры ясно показывают увеличение разницы статического давления между выпускным отверстием спиральной камеры и входом рабочего колеса по сравнению с увеличением числа лопастей. Это подтверждает уменьшение скорости потока жидкости на выходе из рабочего колеса по сравнению с большим числом лопастей, как показано на Рисунке 29, где средняя скорость потока жидкости на выходе из рабочего колеса составляла 16.06 м / с, 15,40 м / с и 12,53 м / с для 5 лопастей, 7 лопастей и 9 лопастей соответственно.

3.1.5. Влияние диаметра рабочего колеса при учете улитки

Значения выходного диаметра рабочего колеса 285 мм и 320 мм были выбраны для исследования их влияния на производительность насоса при сохранении постоянных других параметров. На рисунке 30 показано, что напор насоса увеличивается с увеличением диаметра рабочего колеса, что можно объяснить тем фактом, что падение статического давления жидкости в рабочем колесе уменьшается с увеличением диаметра рабочего колеса.Другими словами, при заданном объемном расходе разница давлений между выпускным отверстием улитки и впуском рабочего колеса выше для рабочего колеса большего диаметра. Кроме того, Рисунок 31 показывает, что тормозная мощность увеличивается по сравнению с увеличением диаметра рабочего колеса из-за требуемого увеличенного крутящего момента на валу рабочего колеса по сравнению с размером диаметра рабочего колеса.

Кроме того, соответствующие кривые общего КПД, показанные на рисунке 32, показывают, что рабочее колесо большого диаметра имеет лучший общий КПД при объемных расходах больше 0.02 м ³ / с.

3.1.6. Влияние номера лопастей диффузора

Для анализа влияния числа лопастей диффузора на напор насоса, мощность тормоза насоса и общую эффективность насоса были выбраны три модели диффузора с номерами лопастей 5, 8 и 12, в то время как остальные параметры оставались неизменными. На Рисунке 33 показана зависимость напора насоса от объемного расхода, причем видно, что влияние числа диффузора на напор насоса невелико, даже если напор насоса для числа лопастей диффузора 8 является максимальным для модели . Q между 0.012 м ³ / с и 0,055 м ³ / с. Как показано на фиг. 34, изменение тормозной мощности из-за количества лопастей диффузора также невелико, даже если количество лопастей диффузора, равное 12, соответствует самой низкой тормозной мощности.

Кроме того, на рисунке 35 показано, что для низкого и высокого объемного расхода общая эффективность для лопасти диффузора номер 12 является самой высокой, тогда как общая эффективность для лопаток диффузора с номерами 5 и 8 почти одинакова. .Этот рисунок также показывает, что общий КПД является самым низким для лопатки диффузора номер 5.

Кроме того, на рисунках 36 и 37 показаны соответствующие контур статического давления и вектор скорости потока жидкости для Q = 0,065, соответственно, что ясно показывает для На этих рисунках показана корреляция между увеличением разницы статического давления и уменьшением скорости потока жидкости на выходе из диффузора с увеличенным числом лопастей диффузора. Таким образом, полученные средние значения разницы статического давления между выходом из диффузора и входом в рабочее колесо равны 3.428 × 10 ⁵ Па, 3,49 × 10 ⁵ Па и 3,65 × 10 ⁵ Па для лопастей с номерами 5, 8 и 12 соответственно, как показано на рисунке 36. Кроме того, средняя скорость потока жидкости значения на выходе из диффузора 15,13 м / с, 12,22 м / с и 9,06 м / с были найдены для лопастей с номерами 5, 8 и 12 соответственно, как показано на рисунке 37.

3.2. Сравнение моделей

Комбинация крыльчатки и диффузора была выбрана для проверки разработанного численного подхода, поскольку экспериментальные результаты для этого случая были доступны в Technosub Inc.При учете экспериментальных граничных условий для численного моделирования на рисунках 38–40 показано сравнение экспериментальных и численных результатов для напора насоса, тормозной мощности и общей эффективности. Наблюдаемые расхождения можно объяснить тем фактом, что потеря механической мощности, потеря мощности из-за утечки и корпус насоса не были учтены в проведенном численном моделировании. Таким образом, мощность экспериментального насоса с тормозом была выше, чем полученная числовая мощность тормоза, как показано на рисунке 39.

4. Заключение

В этом исследовании стационарный поток жидкости в трехмерном центробежном насосе был численно исследован. Модели рабочего колеса, комбинированного рабочего колеса и улитки, а также комбинированного рабочего колеса и диффузора были разработаны для анализа влияния основных конструктивных параметров, включая высоту лопасти, угол выпускной лопасти, ширину лопасти, количество лопастей и внешний диаметр крыльчатки от напора насоса, тормозной мощности и общей эффективности.Полученные результаты демонстрируют, среди прочего, что напор насоса и тормозная мощность увеличиваются с увеличением количества лопастей рабочего колеса и высоты лопасти рабочего колеса, тогда как они уменьшаются с увеличением ширины лопасти рабочего колеса. Кроме того, взаимодействие между крыльчаткой и улиткой показывает, что уменьшение внешнего диаметра крыльчатки при сохранении постоянных размеров улитки приводит к уменьшению напора насоса и тормозной мощности. На общий КПД насоса также влияет выбранный ключевой параметр конструкции.Относительно хорошее согласие наблюдалось при сравнении разработанного численного подхода с экспериментальными результатами для случая комбинированного рабочего колеса и диффузора, полученными от производителя насоса.

Номенклатура

Греческие символы

90Δ672

Нижние индексы

9672

идеально

идеально

имп. :

Благодарности

Авторы благодарны Фонду Квебекского университета в Абитиби-Темискаминге (FUQAT) и компании Technosub Inc.

КАК разработать насосную систему

предыдущее

Общий напор

Производители пошли дальше, величина давления, которое может создать насос, будет зависеть от плотности жидкости, для раствора соленой воды, который плотнее, чем чистая вода, давление будет выше для того же скорость потока.Опять же, производитель не знает, какой тип жидкости находится в вашей системе, поэтому критерий, не зависящий от плотности, очень полезен. Есть такой критерий, и он называется ОБЩИЙ НАПОР, и он определяется как разница в напоре между входом и выходом насоса.

Вы можете измерить напор нагнетания, прикрепив трубку к напорной стороне насоса и измерив высоту жидкости в трубке относительно всасывания насоса. Для обычного бытового насоса трубка должна быть достаточно высокой.Если давление нагнетания составляет 40 фунтов на квадратный дюйм, трубка должна иметь высоту 92 фута. Это непрактичный метод, но он помогает объяснить, как напор соотносится с общим напором и как напор соотносится с давлением. Вы проделаете то же самое, чтобы измерить высоту всасывания. Разница между ними — общий напор насоса.

Рисунок 25

Жидкость в измерительной трубке на стороне нагнетания или всасывания насоса будет подниматься на одинаковую высоту для всех жидкостей независимо от плотности. Это довольно удивительное заявление, и вот почему. Насос ничего не знает о голове, голова — это понятие, которое мы используем, чтобы облегчить нашу жизнь. Насос создает давление, а разница в давлении на насосе представляет собой количество энергии давления, доступной для системы. Если жидкость плотная, такая как, например, солевой раствор, на выходе насоса будет создаваться большее давление, чем если бы текучей средой была чистая вода. Сравните два резервуара одинаковой цилиндрической формы, одинакового объема и уровня жидкости, резервуар с более плотной жидкостью будет иметь более высокое давление внизу.Но статический напор поверхности жидкости относительно дна такой же. Общий напор ведет себя так же, как статический напор, даже если жидкость более плотная, общий напор по сравнению с менее плотной жидкостью, такой как чистая вода, будет таким же. Это удивительный факт, посмотрите этот эксперимент на видео, которое показывает эту идею в действии.

По этим причинам производители насосов выбрали общий напор в качестве основного параметра, описывающего доступную энергию насоса.

Какая связь между напором и общим напором?

Общий напор — это высота, на которую жидкость поднимается на стороне нагнетания насоса, за вычетом высоты, на которую она поднимается на стороне всасывания (см. Рисунок 25).Почему меньше высота на стороне всасывания? Потому что нам нужна только энергия насоса, а не энергия, которая к нему подводится.

Что такое единица измерения головы? Сначала разберемся с единицей энергии. Энергия может быть выражена
в фут-фунтах, что представляет собой количество силы, необходимой для поднятия объекта, умноженное на
вертикальное расстояние. Хороший пример — поднятие тяжестей. Если вы поднимете на 100 фунтов (445 Ньютонов)
6 футов (1,83 м), требуемая энергия составляет 6 x 100 = 600 фут-фунт-сила (814 Н-м).

Напор определяется как энергия, деленная на вес перемещаемого объекта. Для штангиста энергия делится
на смещенный вес составляет 6 x 100/100 = 6 футов (1,83 м), поэтому количество энергии на фунт
гантель, которую должен предоставить штангист, составляет 6 футов. Это не очень полезно знать
для штангиста, но мы увидим, насколько он полезен для вытеснения жидкостей.

Рисунок 26

Возможно, вам будет интересно узнать, что 324 фут-фунта энергии эквивалентны 1 калории.Это означает, что наш тяжелоатлет тратит 600/324 = 1,8 калории каждый раз, когда поднимает этот вес на 6 футов, не так много.

На следующем рисунке показано, сколько энергии требуется для вертикального вытеснения одного галлона воды.

Рисунок 27

На следующем рисунке показано, сколько напора требуется для выполнения той же работы.

Рисунок 28

Если мы используем энергию, чтобы описать, сколько работы нужно сделать насосу, чтобы вытеснить объем жидкости
нам нужно знать вес.Если мы используем голову, нам нужно знать только вертикальное расстояние движения.
Это очень полезно для жидкостей, потому что перекачивание — это непрерывный процесс, обычно когда вы перекачиваете
оставьте насос включенным, вы не запускаете и не останавливаете насос на каждый фунт вытесненной жидкости.
Мы в основном заинтересованы в обеспечении непрерывного расхода.

Другой очень полезный аспект использования головы заключается в том, что перепад высот или статический напор
может использоваться как одна часть значения общего напора, а другая часть — напор трения как
показано на следующем рисунке.Один показывает фрикционную головку на стороне нагнетания, а другой — фрикционную головку на стороне всасывания.

Какой статический напор необходим для перекачки воды с первого этажа на второй или на 15 футов вверх? Помните, что вы также должны учитывать уровень воды во всасывающем баке. Если уровень воды на 10 футов ниже всасывающего патрубка насоса, то статический напор будет 10 + 15 = 25 футов. Следовательно, общий напор должен быть не менее 25 футов плюс потеря напора на трение жидкости, движущейся по трубам.

Рисунок 29

Как определить высоту трения

Напор трения — это величина потерь энергии из-за трения жидкости, движущейся по трубам и фитингам. Требуется сила, чтобы переместить жидкость против трения, точно так же, как сила требуется для подъема груза. Сила действует в том же направлении, что и движущаяся жидкость, и расходуется энергия. Точно так же, как напор рассчитывался для подъема определенного веса, напор трения рассчитывается как сила, необходимая для преодоления трения, умноженная на смещение (длина трубы), деленная на вес вытесненной жидкости.Эти расчеты были выполнены для нас, и вы можете найти значения потерь напора на трение в Таблице 1 для различных размеров труб и расходов.

Таблица 1

Загрузите версию для печати (британские или метрические единицы).

В таблице 1 приведены расход и потери напора на трение для воды, движущейся по трубе при
типичная скорость 10 футов / с. В качестве целевой скорости я выбрал 10 футов / с, потому что она не слишком большая.
который создаст большое количество трения и не будет слишком маленьким, что замедлит работу.Если скорость меньше, то потери на трение будут меньше, а если скорость выше, потери будут
быть больше, чем показано в Таблице 1. Для всасывающей стороны насоса желательно быть более консервативными и иметь размер труб для
более низкая скорость, например от 4 до 7 футов в секунду. Вот почему вы обычно видите большую трубу
размер на стороне всасывания насоса, чем на нагнетании. Практическое правило — сделать всасывающую трубу
того же размера или на один размер больше всасывающего патрубка.

Зачем беспокоиться о скорости, недостаточно информации, чтобы описать движение жидкости через
система. Это зависит от сложности вашей системы, если напорный патрубок имеет постоянный диаметр, то
скорость на выходе будет такой же. Затем, если вы знаете расход на основе таблиц потерь на трение,
вы можете рассчитать потери на трение только по расходу. Если диаметр напорного трубопровода изменится, тогда
скорость будет изменяться при той же скорости потока, и более высокая или более низкая скорость означает более высокую или более низкую
потери на трение в этой части системы.Затем вам нужно будет использовать скорость для расчета
потеря напора на трение в этой части трубы. Вы можете найти здесь калькулятор скорости веб-приложения.
https://www.pumpfundamentals.com/web-apps.htm

Если вы хотите увидеть диаграмму расхода для 5 футов / с (британских или метрических) и 15 футов / с (британских или метрических), загрузите их здесь.

Для тех из вас, кто хотел бы провести свои собственные вычисления скорости, вы можете скачать формулы и пример расчета здесь.

Те, кто хочет произвести расчеты трения в трубе, могут скачать пример здесь.

Веб-приложение для определения потерь на трение в трубе доступно здесь https://www.pumpfundamentals.com/web-apps.htm

Производительность или характеристика насоса

Характеристическая кривая насоса похожа на предыдущую кривую, которую я также назвал характеристической кривой, которая показывает взаимосвязь между давлением нагнетания и давлением.поток (см. рисунок 21). Как я уже упоминал, это непрактичный способ описания производительности, потому что вам нужно знать давление всасывания, используемое для построения кривой. На рисунке 30 показана типичная кривая зависимости полного напора от расхода. Это тип кривой, которую все производители насосов публикуют для каждой модели насоса для данной рабочей скорости.

Не все производители предоставят вам кривую характеристик насоса. Однако кривая действительно существует, и если вы будете настаивать, вы, вероятно, сможете ее получить.Как правило, чем больше вы платите, тем больше технической информации вы получаете.

Рисунок 30

Как выбрать центробежный насос

Маловероятно, что центробежный насос, купленный в готовом виде, точно удовлетворит ваши требования к расходу. Скорость потока, которую вы получаете, зависит от физических характеристик вашей системы, таких как трение, которое зависит от длины и размера труб, а также от перепада высот, который зависит от здания и местоположения.Производитель насоса не может знать, какими будут эти ограничения. Вот почему купить центробежный насос сложнее, чем купить поршневой насос прямого вытеснения, который будет обеспечивать его номинальный расход независимо от того, в какой системе вы его устанавливаете.

Основными факторами, влияющими на производительность центробежного насоса, являются:

— трение, которое зависит от длины трубы и диаметра

— статический напор, зависящий от разницы высоты выхода конца трубы отвысота поверхности жидкости всасывающего бака

— вязкость жидкости, если жидкость отличается от воды.

Для выбора центробежного насоса необходимо выполнить следующие действия:

1. Определите расход

Чтобы определить размер и выбрать центробежный насос, сначала определите расход. Если вы владелец дома, выясните, кто из ваших потребителей воды является самым крупным потребителем. Во многих случаях это будет ванна, для которой требуется примерно 10 галлонов в минуту (0.6 л / с). В промышленных условиях расход часто зависит от уровня производства на предприятии. Выбор правильной скорости потока может быть таким же простым, как определение того, что для заполнения резервуара требуется 100 галлонов в минуту (6,3 л / с) за разумный промежуток времени, или скорость потока может зависеть от некоторого взаимодействия между процессами, которое необходимо тщательно проанализировать.

2. Определите статический напор

Это вопрос измерения высоты между поверхностью жидкости всасывающего резервуара и высотой конца выпускной трубы или отметкой поверхности жидкости нагнетательного резервуара.

3. Определить фрикционную головку

Высота трения зависит от расхода, размера и длины трубы. Это рассчитывается на основе значений в таблицах, представленных здесь (см. Таблицу 1). Для жидкостей, отличных от воды, вязкость будет важным фактором, и таблица 1 не применима.

4. Рассчитайте общий напор

Полный напор — это сумма статического напора (помните, что статический напор может быть положительным или отрицательным) и фрикционного напора.

5. Выбрать насос

Вы можете выбрать насос на основе информации каталога производителя насоса, используя требуемый общий напор и расход, а также пригодность для применения.

Пример расчета общего напора

Пример 1 — Расчет насоса для приложения домовладельца

Опыт подсказывает мне, что для наполнения ванны за разумное время требуется скорость потока 10 галлонов в минуту.Согласно таблице 1 размер медных трубок должен быть где-то между 1/2 «и 3/4», я выбираю 3/4 «. Я спроектирую свою систему так, чтобы от насоса была медная трубка 3/4». распределитель, от этого распределителя на первом этаже будет отвод 3/4 дюйма до уровня второго этажа, где находится ванна. На всасывании я буду использовать трубу диаметром 1 дюйм, всасывающую трубу 30 футов длиной (см. рисунок 30).

Рисунок 31

Потери на трение на стороне всасывания насоса

Согласно расчету или использованию таблиц, которые здесь не представлены, потери на трение для 1-дюймовой трубы имеют потери на трение, равные 0.068 футов на фут трубы. В данном случае расстояние составляет 30 футов. Потери на трение в футах тогда составляют 30 x 0,068 = 2,4 фута. В фитингах есть некоторые потери на трение, предположим, что консервативная оценка составляет 30% от потерь напора на трение трубы, потеря напора на трение фитингов составляет = 0,3 x 2,4 = 0,7 фута. Если на всасывающей линии установлен обратный клапан, потери на трение обратного клапана должны быть добавлены к потерям на трение в трубе. Типичное значение потерь на трение для обратного клапана составляет 5 футов.Для струйного насоса не требуется обратный клапан, поэтому я предполагаю, что на всасывании этой системы нет обратного клапана. Суммарные потери на трение на стороне всасывания тогда составляют 2,4 + 0,7 = 3,1 фута.

Потери на трение для 1-дюймовой трубы при 10 галлонах в минуту можно найти в справочнике Cameron Hydraulic, отрывком из которого является следующее число:

Потери на трение на напорной стороне насоса

Согласно расчету или использованию таблиц, которые здесь не представлены, потери на трение для трубы 3/4 дюйма имеют потери на трение, равные 0.23 фута на фут трубы. В этом случае расстояние составляет 10 футов от главного распределителя и еще 20 футов от главного распределителя до ванны, общая длина составляет 30 футов. Потери на трение в футах тогда составляют 30 x 0,23 = 6,9 футов. В фитингах есть некоторые потери на трение, предположим, что консервативная оценка составляет 30% от потерь напора на трение трубы, потеря напора на трение фитингов составляет 0,3 x 6,9 = 2,1 фута. Суммарные потери на трение на стороне нагнетания тогда составляют 6,9 + 2,1 = 9 футов.

Потери на трение для трубы 0,75 дюйма при 10 галлонах в минуту можно найти в справочнике Cameron Hydraulic, отрывком из которого является следующий рисунок:

Суммарные потери на трение в трубопроводе системы составляют 9 + 3,1 = 12,1 футов.

Статический напор согласно рисунку 41 составляет 35 футов. Следовательно, общий напор составляет 35 + 12,1 = 47 футов. Теперь мы можем пойти в магазин и купить насос с общим напором не менее 47 футов при 10 галлонах в минуту. Иногда общий напор называют общим динамическим напором (T.D.H.), имеет то же значение. Рейтинг помпы должен быть максимально приближен к этим двум цифрам, но при этом не надоедает. В качестве ориентира допускайте отклонение от общего напора на плюс или минус 15%. В потоке вы также можете разрешить изменение, но в конечном итоге вы можете заплатить больше, чем вам нужно.

Для тех из вас, кто хотел бы произвести собственный расчет трения фитингов, загрузите пример расчета здесь.

Какая мощность насоса? Производитель оценивает насос по его оптимальному общему напору и расходу, эта точка также известна как точка наилучшего КПД или B.E.P .. При таком расходе насос работает максимально эффективно, а вибрация и шум минимальны. Конечно, насос может работать при других расходах, выше или ниже номинальных, но срок службы насоса пострадает, если вы будете работать слишком далеко от его нормального номинала. Поэтому в качестве ориентира стремитесь к максимальному отклонению плюс-минус 15% от общего напора.

См. Еще один пример конструкции и расчетов новой фонтанной насосной системы

Рисунок 32

Примеры обычных бытовых систем водоснабжения

На следующем рисунке показана типичная небольшая бытовая система водоснабжения.Желтый бак — это аккумулятор.

На следующих рисунках показаны различные распространенные водяные системы и указаны статический напор, фрикционный напор и общий напор насоса.

Расчет давления нагнетания насоса по общему напору насоса

Чтобы рассчитать давление на дне бассейна, вам необходимо знать высоту воды над вами.Неважно, бассейн это или озеро, высота — это то, что определяет, какой вес жидкости находится выше, и, следовательно, давление.

Давление равно силе, деленной на поверхность. Часто выражается в фунтах на квадратный дюйм или фунтах на квадратный дюйм. Сила — это вес воды. Плотность воды составляет 62,3 фунта на кубический фут.

Вес воды в резервуаре A равен плотности, умноженной на ее объем.

Объем резервуара равен площади поперечного сечения A, умноженной на высоту H.

Площадь поперечного сечения равна пи, умноженному на квадрат диаметра, деленный на 4.

Площадь поперечного сечения резервуара А составляет:

Объем V равен A x H:

Вес воды W _A составляет:

Следовательно, давление:

Это давление в фунтах на квадратный фут, требуется еще один шаг, чтобы получить давление в фунтах на квадратный дюйм или psi.12 дюймов в одном футе, следовательно, 12×12 = 144 дюйма в квадратном футе.

Давление p на дне резервуара A в фунтах на квадратный дюйм составляет:

Если вы выполните расчет для резервуаров B и C, вы получите точно такой же результат: давление на дне всех этих резервуаров составляет 4,3 фунта на квадратный дюйм.

Общая зависимость давления от высоты резервуара:

SG или удельный вес — это еще один способ выражения плотности, это отношение плотности жидкости к плотности воды, так что вода будет иметь SG = 1.Более плотные жидкости будут иметь значение больше 1, а более легкие жидкости будут иметь значение меньше 1. Полезность удельного веса заключается в том, что он не имеет единиц измерения, поскольку он является сравнительной мерой плотности или соотношением плотностей, поэтому удельный вес будет иметь такое же значение. независимо от того, какую систему единиц измерения мы используем, британскую или метрическую

Для тех из вас, кто хотел бы увидеть, как обнаруживается эта общая взаимосвязь, перейдите к Приложению E в версии этой статьи в формате PDF.

Мы можем измерить напор на стороне нагнетания насоса, подключив трубку и измерив высоту жидкости в трубке.Поскольку на самом деле труба представляет собой лишь узкий резервуар, мы можем использовать уравнение зависимости давления от высоты резервуара.

для определения давления нагнетания. В качестве альтернативы, если мы установим манометр на выходе насоса, мы сможем рассчитать напор на выходе.

Мы можем рассчитать давление нагнетания насоса на основе общего напора, который мы получаем из характеристической кривой насоса. Этот расчет полезен, если вы хотите устранить неполадки в насосе или проверить, производит ли он количество энергии давления, указанное производителем при вашей рабочей скорости потока.

Рисунок 37

Например, если характеристика насоса такая, как показано на рисунке 39, а расход в системе составляет 20 галлонов в минуту. Тогда общий напор составляет 100 футов.

Установка представляет собой систему бытового водоснабжения, показанную на рис. 37, которая забирает воду из неглубокого колодца на 15 футов ниже уровня всасывания насоса.

Насос должен будет создавать подъемную силу, чтобы подавать воду до всасывающего патрубка.Это означает, что давление на всасывании насоса будет отрицательным (относительно атмосферного).

Почему это давление меньше атмосферного или низкое? Если вы возьмете соломинку, наполните ее водой, накройте один конец кончиком пальца и переверните его вверх дном, вы заметите, что жидкость не выходит из соломинки, попробуйте! Жидкость тянется вниз под действием силы тяжести и создает низкое давление под вашим пальцем. Жидкость поддерживается в равновесии, потому что низкое давление и вес жидкости точно уравновешиваются силой атмосферного давления, направленной вверх.

То же явление происходит при всасывании насоса, который всасывает жидкость из нижнего источника. Как и в соломе, давление рядом с всасывающим патрубком насоса должно быть низким, чтобы жидкость поддерживалась.

Для расчета напора на нагнетании мы определяем общий напор по характеристической кривой и вычитаем это значение из напора на всасывании, это дает напор на выпуске, который затем преобразуется в давление.

Мы знаем, что насос должен создавать подъемную силу 15 футов на всасывании насоса, подъем — отрицательный статический напор. Фактически он должен быть немного больше 15 футов, потому что из-за трения потребуется более высокая высота всасывания. Но предположим, что труба большого размера и потери на трение невелики.

Рисунок 39

ОБЩАЯ НАПОР = 100 = H _D — H _S

или

H _D = 100 + H _S

Общий напор равен разнице между напором на нагнетании H _D и напором на всасывании H _S .H _S равно –15 футов, потому что это лифт, следовательно:

H _D = 100 + (-15) = 85 футов

Давление нагнетания будет:

Теперь вы можете проверить свой насос, чтобы убедиться, что измеренное давление нагнетания соответствует прогнозу. Если нет, возможно, с помпой что-то не так.

Примечание: вы должны быть осторожны в месте расположения манометра, если он намного выше, чем всасывание насоса, скажем, выше 2 футов, вы увидите меньшее давление, чем на самом деле в насосе.