Определение типа насоса

F2/Fр = (d2/dр)2 = (0,082/05)2 = 0,027; Re = 128904>10000: ξвн суж = 0,45.

2. Вентиль нормальный при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 82 мм. Так как в ГОСТе не  указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 4,01.

   3.  Резкий поворот трубы (колено) с углом поворота 90°: ξкол = 1.

   4. Диффузор.

   Коэффициент сопротивления диффузора ξдиф вычисляется по следующей формуле:

ξдиф = λi/(8·sin(α/2)) · [(F2′/F2 )2 - 1]/ (F2′/F2 )2 + sinα· [(F2′/F2 ) – 1]/ (F2′/F2),                                   (11)

где F2 – площадь поперечного сечения трубопровода до расширения, м2;

                               F2′ – площадь поперечного сечения трубопровода после расширения, м2;      

    α – угол раскрытия диффузора;

    λi – коэффициент Дарси. Рассчитывается для участка трубопровода с меньшим сечением F2  (до расширения).

   Диаметр трубопровода после расширения принимаем самостоятельно, подбирая необходимый стандартный диаметр из ГОСТа.

Принимаем трубу стальную бесшовную горячекатаную с наружным  диаметром 108 мм,

со стенкой толщиной 4 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б  ГОСТ 8731—74:

Труба   108х4 ГОСТ 8732-78   

         Б10   ГОСТ 8731-74.

   Внутренний диаметр расширенной части трубопровода определим по формуле (3):

d2′ = 108 – 2·4 = 100 мм = 0,1 м.

   Заменяя величину F1/F0 равной ей (d1/d0)2, получим:

ξдиф = λ2 /(8 · sin(α/2)) · [ ( d2′ /d2)4 – 1]/( d2′ /d2)4 + sin(α)·[(d2′ /d2)2 –1]/(d2′ /d2)2 =

= 0,026/(8 · sin(30°/2))·((0,1/0,082)4 – 1)/(0,1/0,082)4 + sin(30°)·((0,1/0,082)2 – 1)/ 0,1/0,082)2 = 0,171.

  5. Выход из трубы: ξвых  = 1.

   Для второй ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с. 2 вычисляются по формуле (8):

Δhм.с.2 = (0,45 + 4,01 + 1 + 0,171 + 1) · (1,572)2/(2 · 9,81) = 0,835 м.

   Определяются общие потери Δh2, м, во второй ветви по формуле (9):

Δh2 = 0,639 + 0,825 = 1,474 м.

   Далее определяем полный напор Нполн2, м, необходимый для подачи жидкости по ветви по формуле (10):

Нполн2 = 1,359 + 1,474 + 8+ 12 = 22,833 м.

4.6 Расчет гидравлических сопротивлений по 3 ветви

4.6.1 Потери напора на трение

   Для третьей ветви трубопровода определяется число Рейнольдса  по формуле (7):

Re3 = (1,556 · 0,158)/(1,01 · 10-6) = 243414.

   Далее производится расчет коэффициента Дарси λ3 по формуле (6):

λ3 = 0,11 · (0,0002/0,158 + 68/243414)0,25 = 0,021.

   Определим число Рейнольдса  при ν = 1,31·10-6 м2/с по формуле (7):

Reт = (1,556 ·0,158)/( 1,31·10-6) = 187670.

   Далее производится расчет коэффициента Дарси λт по формуле (6):

λт = 0,11 · (0,0002/0,158 + 68/187670)0,25 = 0,022.

   Вычисляются потери на трение по формуле (5):

Δhтрен3 = 0,021 · (25/0,158) · (1,556)2/(2 · 9,81) + 0,022 · (1/0,158) · (1,556)2/(2 · 9,81)  = 0,427 м.

4.6.2 Расчет потерь на  местные сопротивления

   Определим коэффициенты сопротивления  ξ  для ряда видов местных сопротивлений.

1. Вход в трубу с острыми краями: ξвх = 0,5.

2. Восемь резких поворотов трубы (колен) с углом поворота 90°: ξкол = 1.

2. Вентиль нормальный при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 158 мм. Так как в ГОСТе не  указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 4,448.

4. Теплообменник типа “труба в трубе” при протекании жидкости по внутренней трубе.

   Сопротивление рассчитывается по формуле:

                           Δhт = λт · (Lтр/dтр) · (w2тр/2g) · m1 + ξ1 · (w2тр/2g) · m2,                           (12)

где первое слагаемое – потери на трение,

причем m1 – количество прямых участков теплообмена; второе – потери на местные сопротивления за счет плавных поворотов, ξ1 – коэффициент сопротивления плавного поворота на 180°; m2 – количество поворотов.

   Коэффициент сопротивления плавного поворота на 180° ξ1 рассчитывается по формуле:

                                                                      ξ1 = ξ1′ α°/90°,                                                                         (13) 

где ξ1′– принимается в зависимости от отношения d3/2 R0 = 0,6: ξ1′ = 0,44.

ξ1 = 0,44 ·180°/90°=0,88.

   Сопротивление теплообменника рассчитаем по формуле (12):

Δhт = 0,022 · (1,6/0,158) · ((1,556)2/(2 · 9,81)) · 4 + 0,88 · ((1,556)2/(2 · 9,81)) · 3 = 0,436 м.

5. Выход из трубы: ξвых  = 1.

   Для третьей ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с.3 вычисляются по формуле (8):

   Δhм.с.3 = (0,5 + 8 · 1+ 4,448 ) · (1,556)2/(2 · 9,81) + 0,436 = 2,034 м.

   Определяются общие потери Δh3, м, в третьей ветви по формуле (9):

Δh3 = 0,427 + 2,034 = 2,461 м.

   Далее определяем полный напор Нполн3, м, необходимый для подачи жидкости по ветви по формуле (10):

Нполн3 = 1,359 + 2,461 + 6 + 18 = 27,82 м.

4.7 Выбор стандартной гидравлической машины

     Для выбора центробежной гидравлической машины (насоса) необходимо установить производительность и напор, которые она должна обеспечить.

   Для обеспечения заданных расходов жидкости ко всем точкам потребления, производительность насоса должна отвечать условию

                                                                                                                   n

                                                                 Qнас = ∑ Qi ,                                                                    (14)

                                                                                                                   i=1

а напор

              Hнас = max (Нполн).                      (15)

   Суммарная производительность Q = 200 м3/ч.

   Для соблюдения условия (15) необходимо выбрать участок с наибольшим потребным напором путем сравнения различных вариантов, исходя из обязательного обеспечения подачи необходимых расходов и требуемых свободных напоров. Участок с наибольшим потребным напором принимаем за базовый, он и будет определять напор насоса. Необходимый для выбора насоса напор Ннасоса = Hmax = Hполн 3 = 27,82 м.

  Остальные ответвления могут быть пересчитаны на меньшие номиналы диаметров труб с целью оптимизации трубопровода по его стоимости, исходя из условия:

                                                         Нполн1 = Нполн2 =…= Нполн.                                                                                 (16)

   В большинстве случаев такой пересчет не осуществляют, а выполнение условия (16) достигается за счет создания дополнительного местного сопротивления на входе соответствующего участка, как правило, путем установки регулирующего вентиля.

     При выборе насоса также учитывается, что требуемые режимы работы насоса (подача и напор) должны находиться в пределах рабочей области его характеристики.              

   На основании расчета гидравлических параметров технологической схемы выбранный насос по данным характеристикам – горизонтальный консольный с опорой на корпусе марки К 150 – 125 – 315/4–5. По графической характеристике уточняем правильность выбора насоса.

Для данного насоса:

  Насос К 150 – 125 – 315/4– 5 обеспечивает подачу – 200 м3/ч, производительность его будет несколько выше – 32 м. Решением этой проблемы может быть использование регулирующего воздействия запорной арматуры (установленных на трубопроводе вентилей) либо установка дополнительных (резервных) емкостей, которые за счет добавочного давления  столба жидкости сгладят или полностью устранят расхождение между требуемым и обеспечиваемым насосом напорами. 

Консольные насосы К

Назначение

           Центробежные консольные одноступенчатые с горизонтальным осевым подводом жидкости к рабочему колесу насосы типа К предназначены для перекачивания в стационарных условиях чистой воды (кроме морской) с рН=6-9, температурой от 0 до 85°С (при использовании двойного сальникового уплотнения с подачей в него воды до 105°С) и других жидкостей, сходных с водой по плотности, вязкости и химической активности, содержащих твердые включения по объему не более 0,1% и размером до 0,2 мм.

       Используются в системах водного коммунального хозяйства, для орошения, ирригации и осушения.

Описание

    Консольный насос представляет собой, с точки зрения гидравлики, характерный тип центробежного насоса, рабочим органом которого является центробежное колесо.  Центробежное колесо состоит из двух дисков, между которыми, соединяя их в единую конструкцию, находятся лопасти, плавно изогнутые в сторону, противоположную направлению вращения колеса.

    При вращении колеса на каждую частицу жидкости, находящуюся внутри колеса, действует центробежная сила, прямо пропорциональная расстоянию частицы от центра колеса и квадрату угловой скорости вращения колеса. Под действием этой силы жидкость выбрасывается в напорный трубопровод из рабочего колеса, в результате чего в центре колеса создается разряжение, а периферийной его части - повышенное давление.

   Движение жидкости по всасывающему трубопроводу происходит вследствие разности давлений над свободной поверхностью жидкости в приемном резервуаре и в центральной области колеса, где имеется разрежение.

    В насосах типа К подвод крутящего момента от вала электродвигателя на вал насоса происходит через упругую муфту.

    Исполнение насоса по узлу уплотнения определяется температурой воды и давлением на входе в насос. В одинарное сальниковое уплотнение затворная жидкость не подается. При температуре воды свыше 85°С или при абсолютном давлении на входе ниже атмосферного в двойное сальниковое уплотнение подается затворная вода под давлением, превышающим давление жидкости перед уплотнением на 0,5-1 кгс/см2. В двойное сальниковое уплотнение затворная жидкость (вода) подается в тупик. Нормальная величина внешней утечки воды до 3 л/час, через сальник должна просачиваться жидкость, чтобы смазывать уплотняющую поверхность.

    К группе консольных насосов относятся центробежные одноступенчатые чугунные насосы с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу. Колесо такого насоса располагается на конце вала (консоли), закрепленного в подшипниках корпуса насоса или электродвигателя.

Вывод

   Для правильной эксплуатации центробежных насосов и их подбора при создании различных перекачивающих установок и станций необходимо знать, как изменяются основные параметры насосов в различных условиях их работы. Важно иметь сведения об изменении напора Н, расхода мощности N и КПД насоса η при изменении его подачи Q.