Подбор центробежного насоса и исследование режимов его работы

Центробежные насосы и их применение

Центробежные насосы являются наиболее распространенной конструкцией лопастных гидравлических машин, которые предназначены для перемещения различных жидкостей, применяемых в технологических процессах. Благодаря тому, что они обладают высоким КПД (), имеют относительно простую конструкцию, обеспечивают равномерную подачу жидкости, могут быть непосредственно соединены с электродвигателями, имеют широкий диапазон производительности и напора и, наконец, не требуют сложного ухода при эксплуатации, они получили широкое распространение в химической промышленности.

 

Подбор центробежного насоса и исследование режимов его работы

 

По заданному расходу и рассчитанной подаче выбираю по справочнику [2] рисунок 4.27 центробежный насос марки АХ-90/33 (с частотой вращения n=1450 об/мин) как наиболее приближённого по параметрам расхода и подачи.

Характеристика насоса представлена в таблице 5.1:

 

Таблица 5.1

	27,0	27,5	27,7	27,8	27,5	27,0	26,2	25,8
	4,2	4,8	6,5	8,8	10,0	11,0	12,0	13,0
		15,0	30,0	40,0	48,0	50,0	52,0	55,0

 

По значениям из таблицы 5.1 произвожу построение в наиболее возможном масштабе в пределах формата А4, рисунок 5.1, выполняю построение характеристик насоса марки АХ-90/33 (, , ).

При работе центробежных насосов на трубопроводную систему встречаются разные схемы их включения с разной комбинацией всасывающего и нагнетательного трубопроводов. Например, один насос может работать на один или два нагнетательных трубопровода, встречаются схемы последовательного и параллельного включения насосов.

 

5.2 Определение условий работы насоса на один нагнетательный трубопровод

 

Эта задача решается графоаналитическим способом, это значит необходимо найти рабочую точку 1, которая является точкой пересечения характеристики выбранного насоса и гидравлической характеристикой трубопровода , который состоит из всасывающего и нагнетательного.

Расчёт характеристик необходимо провести для обоих трубопроводов согласно с методикой, которая представлена в разделе 3, при разных значениях Q в пределах характеристики выбранного насоса.

Расчёт всасывающего трубопровода:

Скорость движения жидкости определяю по формуле:

 

,

 

– принято в интервале характеристики насоса; – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода.

 

Число Рейнольдса определяю по формуле:

 

,

 

d=0,170 м – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода; – по данным приведенным в справочнике [1] таблица 16 глицерина при температуре 35ºС; .

 

 

Полученное число Рейнольдса удовлетворяет условие (3.3.1), следовательно данному расходу характерна зона гидравлически гладких труб и потери напора можно определить по формуле (3.4.2):

 

;

 

 

Суммарные потери напора определяю по формуле (3.6.1):

 

,

 

– по заданию для всасывающего трубопровода; d=0,170 м – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода; – принят из третьего раздела записки для всасывающего трубопровода.

 

.

 

Дальнейшие расчеты для всасывающего трубопровода представлены в таблице 5.2.1:

 

Таблица5.2 .1

		0,204	0,353	0,529	0,705	0,881	1,058
		0,0328	0,0276	0,0249	0,0232	0,0219	0,0209
	7,65	7,65	7,65	7,65	7,65	7,65	7,65
		0,024	0,068	0,148	0,258	0,397	0,566

 

Расчёт нагнетательного трубопровода произвожу по такой же методике что и для всасывающего трубопровода:

Скорость движения жидкости определяю по формуле (3.1.1):

 

,

 

– принято в интервале характеристики насоса; – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.

 

Число Рейнольдса определяю по формуле (3.2.1):

 

,

 

– принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода; – по данным приведенным в справочнике [1] таблица 16 для глицерина при температуре 35ºС;

 

 

Полученное число Рейнольдса удовлетворяет условие (3.3.1), следовательно данному расходу характерна зона гидравлически гладких труб и потери напора можно определить по формуле (3.4.2):

 

.

 

Суммарные потери напора определяю по формуле (3.6.1):

 

,

 

– по заданию для нагнетательного трубопровода; – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода; – принят из третьего раздела записки для всасывающего трубопровода.

 

 

Величину потребляемого напора , м, определяю по формуле (3.1):

 

.

 

Дальнейшие расчеты нагнетательного трубопровода и потребляемого напора представлены в таблице 5.2.2:

 

Таблица 5.2.2

		0,302	0,603	0,905	1,206	1,508	1,809
		0,0307	0,0258	0,0233	0,0217	0,0205	0,0196
	1,25	1,25	1,25	1,25	1,25	1,25	1,25
		0,253	0,852	1,739	2,883	4,266	5,879
	21,79	22,07	22,71	23,68	24,93	26,45	28,24

 

Полученные значения Н_П и Q нанесены в том же масштабе на график характеристики насоса рисунок 5.1, тем самым вычерчивается зависимость Н_П=f(Q). Точка пересечения характеристики насоса Н=f(Q) и характеристики трубопровода Н_П=f(Q) является рабочей точкой 1 совместной работы насоса на один нагнетательный трубопровод.

Из рисунка 5.1, вычерченного на листе формата А4, определяю Q₁, Н₁, N₁,η₁, соответствующие рабочей точке 1:

, , , .

Затем определяю показатель оптимального режима насоса , сравнив полученное значение η₁ с η_max:

 

, (5.1)

 

где – максимальное значение КПД насоса АХ-90/33;

- значение КПД в рабочей точке 1.

– принято из рисунка 5.1; – принято из рисунка 5.1.

 

.

 

По полученному значению можно сделать вывод об экономичности работы насоса. Исходя из того, что область целесообразного использования центробежного насоса определяется величиной , можно сделать вывод (заключение):

выбранный центробежный насос с точки зрения КПД будет использоваться целесообразно.