Главная  Переработка нефти и газа 

Скачать эту книгу

0 1 2 3 4 5 6 7 [ 8 ] 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23 24 25 26 27 28 29 30 31 32 33 34 35 36 37 38 39 40 41 42 43 44 45 46 47 48 49 50 51 52 53 54 55 56 57 58 59 60 61 62 63 64 65 66 67 68 69 70 71 72 73 74 75 76 77 78 79 80 81 82 83 84 85 86 87 88 89 90 91 92 93 94 95 96 97 98 99 100

При подаче Q, Мс m = pQ, а полезная мощность насоса (работа в 1 с) будет:

iVп = pQЯ. (2.8)

Используя уравнение (2.7), формулу для определения полезной мощности насоса можно представить в виде:

Nn = Qp. • (2.9)

Мощность насоса. Вследствие неизбежных потерь энергии в самом насосе потребляемая им мощность должна быть больше полезной мощности. Эти потери учитываются коэффициентом полезного действия -х], представляющим собой отношение полезной мощности iVn к .мощности насоса М:

Соответственно мощность насоса N = Nnlr[. Подставляя, значение -Nu из формулы (2,8), получаем:

N = ?gQHlT\==QpM. (2.10)

КПД насоса учитывает все потери, связанные с передачей насосом энергии перекачиваемой жидкости. Эти потери можно представить в виде суммы трех основных видов потерь: гидравлических, объемных и механических.

Гидравлические потери в насосе на всем участке движения перекачиваемой жидкости от входа в насос до выхода из него складываются из потерь на трение жидкости о направляющие ее поверхности и вихревых потерь. Первые потери зависят от шероховатости стенок и размеров проточной части. Эти потери пропорциональны квад-. рату средней скорости течения. Возникновение вихревых потерь зависит от многих факторов. Особенно большие вихревые потери возникают при резко.м повороте потока и внезалном расширении сечения, так называемые потери на удар. Значительные вихревые потери возникают при отрыве потока от входных кромок лопастей колеса на режимах работы насоса, отличающихся от расчетного.

Гидравлические потери оцениваются гидравлическим КПД

Объемные потери обусловлены внутренним .перетеканием жидкости через зазоры между вращающимся рабочим колесом и..неподвижными деталями корпуса насоса "из области высокого давления в область низкого давления. Например, в центробежном насосе (см. рис. 1.2) часть жидкости из спирального отвода в обход рабочего колеса может перетечь обратно во всасывающий патрубок; в этом случае она не поступит в напорный трубопровод, хотя на нее и была уже затрачена энергия. То же самое происходит и при протекании жидкости через кольцевую щель между внутренней поверхностью камеры и торцами лопастей рабочего колеса у осевых насосов (см. рис. 1.4, а).

Если насос подает в напорный трубопровод расход Q, а через зазоры .перетекает расход AQj то фактическая подача рабочего колеса составляет Q+AQ. Объемный КПД насоса характеризуется отношением

Механические потери вызываются трением, связанным с вращением вала и рабочего колеса насоса. К ним относятся потери в подшипниках и сальниках и так называемые дисковые потери, возникающие в результате трения вращающихся частей о жидкость.

Механический КПД

Лмех =-, (2.13)

где /Vmbs - механические потери мощности;

N-А/мех - гидравлическая мощность, т. е. мощность, передаваемая рабочим колесом насоса потоку жидкости.

Зная состав всех потерь, можно с их учетом определить мощность насоса /V и найти выражение для его КПД (т]).

На основании анализа потерь энергии з насосе получим:

с учетом фор.мулы (2.10) имеем: или окончательно

Л = Пг Лоб Т1мех. (2.15)

т. е. кпд насоса представляет собой произведение объемного, гидравлического и механического коэффициентов полезного действия. КПД насоса определяет степень совершенства его конструкции как в гидравлическом, так и в механическом отношении. У современных насосов т1,=0,9...0,95; Т1об = 0,95...0,98 и Т1мех=0,9...0,97. Значение ц для каждого насоса меняется в зависимости от режима работы. Максимальные значения КПД серийно выпускаемых крупных насосов достигают 0,9-0,92,-малых - 0,6 - 0,75.

Пример. Требуется определить мощность насоса, перекачивающего воду, исходя нз следующих данных: подача насоса Q=-3 мс; статический напор Яст = 45 м; потерн напора во всасывающем трубопроводе насоса при рассматриваемой подаче h -

==-1,2 м; потери напора в напорном трубопроводе h =5,8 м.

Решение. Напор насоса по формуле (2.6):

Я = 45-f- 1.2 + 5,8 = 52 м.

Полезная мощность насоса по формуле (2.8) при p=ilOOO кг/м и =9,81 м/с:

iVn= 1000-9,81-З-бг 1 528 360 Вт» 1530 кВт. Мощность насоса с учетом его КПД т]==0,82 по формуле (2.10);

1530

N = --- = 1865 кВт. 0.§2

§ 8. КИНЕМАТИКА ДВИЖЕНИЯ ЖИДКОСТИ В РАБОЧИХ ОРГАНАХ НАСОСОВ

Преобразование подводимой к насосу механической энергии в энергию движущейся жидкости в лопастных насосах производится за счет непосредственного силового воздействия лопастей рабочего колеса на жидкость, заполняющуюего каналы. Рабочее колесо является, таки.м образом, основны.м элементом .насоса, а кинематические показатели (значения и направления скоростей, траектории движения и т. п.) движущейся через колесо жидкости оказывают решающее влияние на энергетические параметры насоса (напор, подача, КПД).

Согласно общим положениям механики жидкости, абсолютная скорость V в области лопастного колеса может быть получена как геомет-рическая сумма относительной w и переносной а скоростей. В векторной форме

о=ш+й. (2.16)

Определение значений и направлений относительной и переносной скоростей производится на основе упрощенных теоретических схем те-

Р-ис. 2.2. Параллелограмм скоростей потока в рабочем колесе центробежного насоса

чения, наиболее близко приближающихся к действительному характеру движения жидкости в .межлопастных каналах рабочего колеса насоса рассматриваемого типа.

В основу представления об установившемся движении потока через рабочее колесо центробежного насоса положена гипотеза о струйном течении жидкости. Согласно этой гипотезе траектория каждой частицы жидкости в пределах межлопастного канала колеса по форме совпадает с кривой очертания лопасти. Строго говоря, такое движение может наблюдаться лишь при бесконечно большом числе бесконечно тонкихлопастей. Тем не менее при расчете проточной части центробежных колес с часто расположенными лопастями,-образующими каналы большой длины по сравнению с размерами поперечного сечения, такое допущение в перво,м приближении является вполне обоснованным.

Предположим, что заданы геометрические размеры рабочего колеса центробежного насоса (рис. 2.2, а), его объемная подача Q и частота вращения п. Определим, пользуясь гипотезой о струйном течении, значение и направление относительной скорости на плоском Сечении канала, перпендикулярном оси насоса в некоторой точке потока, отстоящей от оси вращения на расстоянии г (рис. 2.2, б). Относительная скорость в этом случае направлена по касательной к поверхности лопасти. Для определения ее значения воспользуемся уравнением неразрывности, составив его для цилиндрического сечения потока, проходящего через рассматриваемую точку Площадь этого сечения, за вычетом части, занятой толщиной лопастей, обозначим через fr- Радиальная составляющая скорости потока

Wr = Q/fr. (2.17)

Учитывая коэффициентом Sp стеснение сечения телом лопастей шириной Ь, получим:

!г2кгЬ, (2.18>

(2.19>