Кавитационным запасом энергии называется превышение полной удельной энергии жидкости над удельной энергией ее насыщенных паров на входе в насос. Этот удельный показатель может быть:
объёмным (на 1 метр кубический)
Массовый (на 1 кг массы)
;
весовой (на 1 ньютон веса)
,
При больших кавитационных запасах кавитационные явления отсутствуют и величины напора и мощности при разных кавитационных запасов не изменяются. Возникновение кавитации приводит к уменьшению напора насоса, мощности и к.п.д. Режим, при котором начинается падение напора и мощности называется первым критическим . Ему соответствует первый критический кавитационный запас Δh кр. При дальнейшем уменьшении кавитационного запаса (т.е. увеличение вакуума на всасывании) происходит резкое уменьшение напора и мощности. Кавитационный запас на этом режиме называется вторым критическим или срывным Δh ср . У тихоходных насосов первый критический режим может не обнаруживаться. В этом случае приходится ограничиваться только вторым критическим режимом.
Работа насоса между первым и вторым критическим режимом может быть допущена, если не предъявляется требование надежности или если работа краткосрочная. Для этого чтобы не получилось, что насос из-за недостаточного учета всех факторов, работает в режиме кавитации назначают небольшое превышение допустимого кавитационного запаса над критическим (Δh доп = φ·h кр, φ = 1,1 ÷ 1,3). Большую величину φ назначают, если расчет допусти-мого кавитационнго запаса ведется по второму критическому запасу.
Зная допустимый кавитационный запас для данного насоса, можно рассчитать допустимую вакуумметрическую и геометрическую высоты всасывания для определенных режимов его работ по формулам:
Р в x – допустимое абсолютное давление на входе в насос, отнесенное к оси насоса, Па;
Р б -барометрическое давление, Па;
Р о - избыточное давление на поверхности всасывания, Па;
Р n -давление парообразования жидкости, Па;
Δh доп – допустимый кавитационный запас энергии, м;
V в x – скорость на входе в насос, м/с;
- суммарные гидравлические потери во всасывающем трубопроводе, м.
В отличие от допустимого кавитационного запаса вакуумметрическая высота всасывания зависит не только от конструкции насоса и режима его работы, но и от рода и температуры жидкости и барометрического давления.
Русский ученый профессор С.С Руднев установил зависимость кавитационного запаса Δh от параметров работы насоса. Он предложил формулу для расчетного определения кавитационного запаса в зависимости от значения параметров работы насоса на номинальном режиме.
,
здесь: n – частота вращения ротора насоса, об/с;
Q – подача насоса, м 3 /с;
С – кавитационный коэффициент быстроходности насоса.
Пользуясь формулой Руднева, получаем:
,
где: n’ об/мин, Δh кр м.ст. жидкости.
В отличие Н sвак и Δh коэффициент С для всех геометрических подобных насосов при их работе на подобных режимах является постоянным.
Коэффициент С используется как основная характеристика кавитационных качеств насосов и называется кавитационным коэффициентом быстроходности.
Выбрав его значение в зависимости от назначения насоса, рассчитывают допустимую критическую высоту всасывания или при известном значении Δh кр определяют максимальную частоту вращения ротора насоса n’.
Для лопастных насосов со средними кавитационными качествами С=800- 1000; насосы с повышенными кавитационными качествами имеют С=1300 и больше.
Вихревые насосы имеют низкие кавитационные качества (С<600). Их кавитационные качества повышают путем применения предвключенных центробежных ступеней или осевых колес.
Для выявления кавитационных качеств насосов производят их кавитационные испытания, в результате которых для ряда режимов работы насоса по подаче получают экспериментальные частные кавитационные характеристики.
Частная кавитационная характеристика (рис. 4.1) представляет собой зависимость напора Н и мощности N насоса от кавитационного запаса энергии Δh при постоянной подаче Q и чистоте вращения n. По частным графикам кавитационных характеристик определяют численное значение критического запаса энергии Δh кр (в точке в которой напор по графику H = f (Δh) уменьшается на 2÷3 % или происходит срыв работы насоса), вычисляется допустимая вакууметрическая высота всасывания и строятся графики обобщенных кавитационных характеристик
.
4.3 Описание лабораторного стенда
Кавитационные испытания вихревого насоса проводятся на том же стенде, что и энергетические (лабораторная работа №3, рис 3.1). Установка состоит из вихревого насоса 3 с приводом от асинхронного электродвигателя, работающего при постоянной частоте вращения ротора. Всасывание воды производится из бака 12 по приемному трубопроводу 1 , в состав которого входит сложное
сопротивление между точками Б-Д, используемое как дроссельный расходомер, и клапан (переменное сопротивление 2) с помощью которого в ходе экспериментов производится изменение давления на входе в насос, т.е. кавитационного запаса энергии жидкости на входе в насос. По напорному трубопроводу 9 и 10 (гибкий шланг), на котором установлен регулирующий клапан 6, вода возвращается в бак.
При проведении испытаний используются следующие приборы, установленные на стенде: вакуумметр 7, манометр 8, микропьезометр с наклонной трубкой 13, измеряющей падение давления на дроссельном расходомере - сложном сопротивлении (Д-А); ваттметр 6 (или амперметр 15 и вольтметр), с помощью которых измеряется потребляемая мощность; термометр 11 для измерения температуры жидкости.
Подача (режим работы насоса) устанавливается по показаниям, предварительно градуированного на подачу, микропьезометра 13.
4.4 Методика проведения кавитационных испытаний насоса.
1. Наиболее важной частной кавитационной характеристики, результаты которой определяют кавитационные качества насоса, является характеристика снятая на номинальном (спецификационном) режиме работы. По результатам этих опытов вычисляется значение кавитационного коэффициента быстроходности С испытуемого насоса. Подача насоса на этом режиме определяется по энергетическим характеристикам, полученным при испытании вихревого насоса (см. график η=f(Q) в отчете по лабораторной работе №3). Как вариант задания преподаватель может предлагать провести испытания при других параметрах близких к номинальному.
Кавитационный запас, удельная скорость всасывания и энергия всасыванияПри разработке насосных систем, важно обеспечить отвечающий требованиям кавитационный запас для правильной эксплуатации насоса. Неудовлетворительный кавитационный запас может серьезно ограничить выбор насоса или даже заставить сделать дорогостоящее изменение конструкции системы. С другой стороны, обеспечение завышенного кавитационного запаса может излишне увеличить стоимость системы. Удельная скорость всасывания может оказать помощь в данной ситуации.
Её значение определяется как:
Где N
- скорость насоса (об/мин)
м3/ч
- Расход насоса в точке наивысшего КПД на входе рабочего колеса (Для насосов с рабочим колесом двухстороннего всасывания расход делится на два)
NPSH
- кавитационный запас насоса в точке наивысшего КПД.
Для данного насоса, удельная скорость всасывания, в общем случае, постоянна - она не меняется, когда меняется скорость насоса. Опыт показывает, что 9000- достаточное значение удельной скорости всасывания. Насос с минимальной удельной скоростью всасывания 9000 полностью годен и не имеет поводов к жестким эксплуатационным ограничениям.
Пример:
Расход 454 м3/ч; напор 183 метра. Какое значение кавитационнго запаса требуется?
Предположим: для напора 180 метров, требуется работа на 3550 об/мин
Смежная проблема существует при выборе нового насоса в существующих системах, особенно при больших расходах. Удельная скорость всасывания выделит применения, где кавитационный запас может ограничить выбор насоса.
Пример:
Существующая система: Расход 454 м3/ч; напор 183 метра: NPSHa 9 метров. Какова максимальная скорость, при которой насос может работать без превышения кавитационного запаса?
Для работы насоса на такой скорости требуется редуктор, и на этой скорости насос может не развить требуемый напор. Как минимум, кавитационный запас ограничивает выбор насоса.
Система такая же. Целесообразен ли выбор насоса двухстороннего всасывания? Для насоса двухстороннего всасывания, расход делиться пополам.
Использование насоса двухстороннего всасывания один из способов обеспечения кавитационного запаса системы.
Количество энергии в перекачиваемой жидкости, которая мгновенно испаряется и затем схлопывается обратно в жидкость в области высокого давления при входе в рабочее колесо, определяет степень шума и/или повреждения от кавитации. Энергия всасывания определяется как:
Где De= диаметр на входе рабочего колеса (в дюймах)
Sg= Плотность жидкости (1,0 для холодной воды)
Высокая энергия всасывания начинаются от 160х10 6 для насосов с односторонним всасыванием и 120х10 6 для горизонтальных насосов двухстороннего всасывания. Предельно высокая энергия всасывание начинается от 1,5 кратного значения высокой энергии всасывания. Для вычисления диаметр на входе рабочего колеса обычно принимается как 90% от размера всасывающего патрубка, для насосов одностороннего всасывания, и 75% от размера всасывающего патрубка, для насосов двухстороннего всасывания.
Пример:
Удельная скорость всасывания 9000, скорость насоса 3550 об/мин, размер всасывающего патрубка 6 дюймов, плотность 1,0, насос одностороннего всасывания.
Так как 173х10 6 >160х10 6 , это насос с высокой энергией всасывания.
РАБОТА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА БЕЗ ПРОБЛЕМ С КАВИТАЦИОННЫМ ЗАПАСОМ
Общее
Существует большой количество подробных публикаций о важности значения кавитационного запаса. На практике, однако, ошибки делаются постоянно, с повреждением насоса и даже с выходом из строя в итоге всей системы. Поэтому эти рекомендации предназначены показать, каким образом кавитационный запас системы может быть сделан более подходящим, используя разные параметры, и какие критерии важны при выборе насоса.
NPSH означает допустимый кавитационный запас. Система, в которой, к примеру, холодная вода течет в насос с высоты 1м без перепада давления имеет значение NPSH примерно 11м (не 1м).
NPSH =11 m
A = available
В данном случае, может быть использован только насос со значением NPSHr 10.5м и меньше, в целях безопасности имеется разница 0,5м
NPSH = 10.5 m
R = required
Кавитационный запас системы
Здесь приводится стандартная формула, которая полностью соответствует практике. Использованы последние обозначения в соответствии с DIN 24 260 Часть 1, редакция сентябрь 1986г.
NPSHA (ранее NPSHavail)в метрах, допустимый кавитационный запас
ρ1 (ранее ρs) в барах
Избыточное давление во всасывающем патрубке прямо перед насосом (в случае, если давление ниже атмосферного, значение берется со знаком минус)
ρ amb (ранее ρ B) в барах абс.
Атмосферное давление (стандартно 1,013 бар абс.)
ρv (ранее ρD) в барах абс.
Давление насыщенных паров жидкости при рабочей температуре.
ς в кг/дм3
Плотность жидкости при рабочей температуре.
V1 (ранее VS) в м/с
Скорость перекачиваемой жидкости во всасывающем патрубке.
Эти данные относятся непосредственно к центру всасывающего патрубка. Для упрощения ускорение свободного падения принимается не 9,81 м/с2, а 10,0 м/с2.
 |
| Пример 1
|
Советы для решения проблем с кавитационным запасом.
NPSH r -кавитационный запас износа
Это значение может быть грубо вычислено, но обычно определяется на испытательной установке, на определенной скорости насоса, при определенном диаметре рабочего колеса и при определенной скорости подачи. Значение кавитационного запаса насоса NPSHR определяется уточнением полного напора насоса при различных подпорах на всасывании. С целью получения различных подпоров на всасывании, давление в питающем резервуаре понижается посредством дроссельного устройства. Сочетание этих методов часто используется с целью достижения пониженного давления.
Чем больше разрежение на входе рабочего колеса, тем большая кавитация происходит. Это ослабляет общей напор насоса. Значение, при котором общий напор насоса падает на 3% в результате такой кавитации принято называть значением кавитационного запаса насоса NPSHR.
Необходимы несколько тестов при одной подачи и при разных давлениях во всасывающем патрубке, прежде чем, посредством повторяющихся измерений, вычислений и т.п., определится 3-х процентное падение напора.
Для определения кривой кавитационного запаса насоса NPSHR, эти измерения делаются при различных подачах и при разных значениях диаметра рабочего колеса. Составление ряда таких кривых требует высоких затрат.
Кавитационный запас системы NPSHa < Кавитационный запас насоса NPSHr, что можно сделать?
Отдельные величины в формуле, относящиеся к системе:
ρ1- повысить давление во всасывающем патрубке, т.е. бОльшая подача жидкости, повышение уровня жидкости в питающем резервуаре, или поднять всасывающей резервуар на более высокий уровень или опустить насос, например, на один этаж ниже.
С другой стороны, номинальный диаметр трубопровода на всасывании должен быть соответствующих размеров, также необходимо быть уверенным, что задвижки и другая трубопроводная арматура во всасывающей линии имеет минимально возможный коэффициент потерь на трение, чтобы ρ1 перед насосом было максимально высоким. Например, наиболее подходящие – это шаровые задвижки полностью открытые в поперечном сечении.
ρamb -нет возможности менять.
ρv -в некоторых случаях может жидкость охлаждаться перед входом в насос с целью уменьшения давления насыщенных паров.
ς -нет возможности менять.
V1 -если значение соответствует размерам всасывающего патрубка насоса, дальнейшее рассмотрение не имеет значения. Конечно значение V1 должно быть как можно меньше, как уже сказано в отношении ρv.
 |
| Пример 2
|
Следующие способы устранения проблемы могут быть применены к насосу:
Уменьшение скорости подачи - Значение кавитационного запаса насоса обычно становится меньше, а значение кавитационного запаса системы увеличивается. Если необходимо, распределите расход на несколько насосов, например, задействуйте резервный насос.
Установка рабочего колеса большего диаметра
- во многих случаях кавитационный запас насоса становиться лучше, но энергопотребление, конечно, тоже увеличивается.
Уменьшение скорости- Насосы работающие на меньших скоростях имеют лучшее значение кавитационного запаса. Во многих случаях, однако, становиться необходимым больший насос.
Установка рабочего колеса большего диаметра и уменьшение скорости - Если в насосе установлено относительно небольшой рабочее колесо, это решение идеально с точки зрения гидравлики. (более плавная работа, меньший износ).
Работа насоса с кавитацией
- В особых случаях, поставщик насосов и эксплуатирующая систему организация могут договориться, что может быть падение напора более 3%. Однако, это должно быть тщательно установлено, чтобы не происходило полного падения напора.
Выбрать насос с лучшим значением кавитационного запаса
- Большие насосы во многих случаях имеют лучшее значение кавитационного запаса при одинаковой подаче. Если необходимо, возможно установить особые рабочие колеса сконструированные специально для хорошего всасывания.
Прочее
Пластиковые насосы обычно относительно нечувствительны к кавитации. Сложно также услышать само явление, т.к. пластик хороший звуковой изолятор.
Насосы с магнитной муфтой могут считаться как насосы с одинарным механическим уплотнением. Температура жидкости должна быть не менее 20°С ниже точки кипения.
Влияние давления насыщенных паров
В этом контексте, важность давления насыщенного пара должна быть опять подчеркнута:
Давление насыщенного пара это функция от температуры. Жидкости, которые перекачиваются близко к давлению насыщенного пара особенно опасны, т.к. даже небольшое увеличение температуры может вызвать испарение. Не только общее колебание температуры, но также затрудненное охлаждение или неконтролируемое подвод тепла может вызвать аварийную остановку. Недостаточный отвод тепла может быть, к примеру, из-за слишком низкой скорости подачи. Подвод тепла может произойти из-за повышенного трения в механическом уплотнении, повышенного трения в подшипниках в герметичных насосах с магнитной муфтой, и также, особенно, из-за тепловых потерь (вихревых токов) в металлическом стакане в насосах без уплотнения.
Насосы с двойным торцевым уплотнением наименее чувствительны, т.к. контактирующие поверхности смазываются по отдельному контуру.
КРИВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА
Характеристики центробежного насоса могут быть графически показаны на характеристической кривой. Типичная характеристическая кривая показывает общий напор, эффективную мощность, КПД, и допускаемый кавитационный запас отложенные в зависимости от расхода насоса.
На рисунках 1,2 и 3 изображены безразмерные кривые, которые показывают общую форму кривых для различных типов насосов. Они показывают напор, мощность и КПД изображенные в процентах их величины в зависимости от типа насоса или точки максимального КПД насоса.
Рис. 1 показывает, что кривая напора центробежного насоса относительно плоская, и напор постепенно падает с увеличением расхода. Отметим, что мощность постепенно растет на всем диапазоне расхода, и её максимум обычно при максимальном расходе.
Центробежные насосы со смешанным потоком и осевые или пропеллерный насосы имеют в значительной степени другие характеристики, показанные на рис 2 и 3. Кривая напора для насоса со смешанным потоком круче, чем для насоса с радиальным потоком. Напор на закрытую задвижку обычно составляет от 150% до 200% от расчетного напора. Мощность остается более или менее постоянной на всем диапазоне расхода. Для типичного осевого насоса, напор и мощность круто возрастают около закрытой задвижки как показано на рис 3.
Различие между этими тремя классами насосов не абсолютное, и существует много насосов с характеристиками, лежащими где-то между ними. К примеру, радиально-осевое рабочее колесо(Френсиса) будет иметь характеристики между классом радиальных насосов и насосом со смешанным потоком. Большинство турбинных насосов тоже в этом диапазоне в зависимости от их удельных скоростей.
Рис.4 показывает типичную кривую насоса, которая предоставляется производителем. Это семейство кривых, которое с первого взгляда говорит, как насос работает на заданной скорости при различных диаметрах рабочего колеса от максимального до минимального. Линии постоянных мощности, КПД, и NPSHr наложены поверх различных кривых напора. Они составлены по результатам измерений при различных диаметрах.
 |
| Рис. 2 Насос со смешанным потоком
|
 |
| Рис. 3 Осевой насос
|
 |
| Рис. 4 Семейство рабочих кривых
|
ЗАКОНЫ ПОДОБИЯ
Законы подобия выражают математическую взаимосвязь между некоторыми величинами, связанными с характеристиками насоса. Они применимы для всех типов центробежных и осевых насосов. Законы следующего содержания:
1. Диаметр рабочего колеса остается постоянным:
Где Q - расход м3/час
.
H - напор, в метрах
BHP - мощность двигателя л.с.
N - скорость насоса, об/мин
2. Скорость насоса остается постоянной:
Когда характеристики (Q 1 H 1 BHP 1) известны при какой-либо фиксированной скорости (N 1) или диаметре колеса (D1) формулы могут быть использованы для вычисления характеристики (Q 2 H 2 BHP 2) при другой скорости (N2) или другом диаметре колеса (D2). КПД остается практически неизменным при изменении скорости и при небольшом изменении диаметра рабочего колеса.
Пример:
Чтобы проиллюстрировать использование эти законов, посмотрите на рис.4. На нем показана характеристика работы некоторого насоса на скорости 1750 об/мин с разным диаметром колеса. Данные для характеристики определяются фактическими тестами производителем насосов. Теперь, предположим, что мы имеет рабочее колесо максимального диаметра 13 дюймов и хотим использовать ременную передачу для работы насоса на 2000 об/мин.
Законы подобия, показанные выше в пункте 1, будут использованы для определения новой характеристики с N 1 =1750 об/мин и N 2 =2000. Первый шаг - это считать расход, напор и мощность с нескольких точек на кривой диаметра 13 дюймов, рис. 5. Например, одна точка может быть около точки максимального КПД где расход 68 м3/час, напор 49 метров и мощность около 20 л.с.
Это будет точка максимального КПД на новой кривой при 2000 об/мин. Производя такие же вычисления для нескольких других точек на кривой 1750 об/мин, можно быть нарисована новая кривая, которая будет близка к характеристике насоса при 2000 об/мин., рис.5.
Метод проб и ошибок требуется, что решить обратную задачу. Другими словами, предположим вы хотите определить скорость, необходимую для расхода 77 м3/час и напора 63 метра. Вам необходимо выбрать предварительную скорость и применить законы подобия для преобразования требуемой рабочей характеристики к соответствующей 1750 об/мин. Когда вы достигните нужной скорости, в нашем случае 2000 об/мин., точка, соответствующая 1750 об/мин попадет на кривую рабочего колеса диаметром 13 дюймов.
 |
| Рис. 9
|
КРИВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА СИСТЕМЫ
Для вычисления диаметра рабочего колеса и скорости, центробежные насосы имеют определенные и предсказуемые кривые характеристик. Точка на кривой, где работает насос, зависит от характеристик системы в которой он установлен, эта кривая обычно называется Кривая напора системы или отношение между расходом и гидравлическими потерями* в системе. Возможно представление в графической форме, т.к. потери на трение пропорциональны площади под кривой, кривая системы имеет форму параболы.
Построение кривой системы и кривой насоса вместе позволяет определить:
1)Где на кривой будет работать насос.
2)Какие изменения произойдут, если кривая напора системы или характеристика насоса поменяются.
Нет статического напора - только трение
Когда всасывание и нагнетание на одном уровне (рис.6) статического напора нет, и, следовательно, кривая системы начинается из нуля расхода и нуля напора, её вид определяется только потерями на трение. Рабочая точка находится на пересечении кривой напора системы и кривой насоса. Расход может быть сокращен регулированием задвижки.
Положительный статический напор
Параболический вид кривой системы также определяется потерями на трения в системе, включая все изгибы и задвижки. Но в этом случае участвует положительный статический напор. Этот статический напор не влияет на форму кривой или её крутизну, но он определяет напор кривой системы при нулевом расходе. Рабочая точка находится на пересечении кривой напора системы и кривой насоса. Расход снова может быть сокращен регулированием задвижки на напорном трубопроводе.
*Гидравлические потери в трубопроводе складываются из потерь на трение в трубе, на задвижках, в изгибах, и в другой арматуре, из потерь на входе и выходе (вход и выход в трубопровод, вначале и в конце, а не в насос) и потерь от изменения диаметра трубы, расширения или сужения.
Отричательный (гравитационный) напор
В этом случае возникнет некоторая подача жидкости только исключительно из-за гравитационного напора. Но чтобы добиться больших подач, насосу требуется преодолеть потери от трения в трубопроводе выше уровня “Н” – гидростатический разница между уровнем всасыванием и уровнем нагнетания. Другими словами, кривая системы графически строится, точно также как в других случаях, учитывая статический напор и напор на преодоление трения, за исключением того, что статический напор здесь отрицательный. Кривая системы начинается с отрицательного значения и показывает предельную подачу обусловленную исключительно силой тяжести. Большие подачи требуют дополнительной работы.
В основном подъем - маленькие потери на трение.
Кривая напора системы в этом случае начинается от значения статического напора“H” и нулевой подачи. Т.к. потери на трение относительно малы (возможно из-за большого диаметра трубы), кривая системы- «плоская». В этом случае, насосу требуется преодолеть сравнительно большой статический напор прежде чем он обеспечить какую-либо подачу.
Нормальная работа центробежного насоса может быть обеспечена при определенных так называемых бескавитационных режимах. Нормальная работа сохраняется только в случае, если давление во всех точках его внутренней полости будет превышать давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре. Это давление носит название критического р кр. Если же давление во внутренней полости насоса будет меньше критического, то тогда возможно образование паров жидкости и наступление так называемой кавитации. При кавитации за счет образования большого числа пузырьков, заполненных парами жидкости, происходит нарушение сплошности потока. При попадании кавитационных пузырьков в область, где давление жидкости больше критического (например, на поверхность лопаток рабочего колеса), они разрушаются и при этом происходят гидравлические удары в микроскопических зонах. Это приводит к местным разрушениям металла рабочего колеса. Возникновение кавитации зависит от многих причин (материала и наличия покрытия на поверхности рабочего колеса, режимов перекачки). Наибольшее значение имеет соблюдение так называемых бескавитационных режимов работы насоса, при которых давление на входе насоса р вх должно быть больше критического давления, т. е. давления насыщенных паров перекачиваемой жидкости. В паспорте каждого насоса указывают допустимый кавитационный запас ∆h кр. Например, для насоса НМ 10000-210 ∆h кр =65м (водяного столба) или р кр =0,65 МПа. Это значит, что бескавитационный режим работы данного насоса может быть обеспечен только в случае, если давление во входном (всасывающем) патрубке будет не меньше 0,65 МПа. Для обеспечения бескавитационных режимов работы магистральных насосов на головных насосных станциях устанавливают специальные подпорные насосы, которые откачивают нефть или нефтепродукт из резервуаров и подают ее под нужным давлением на всасывающие патрубки магистральных насосов. На промежуточную насосную станцию нефть или нефтепродукт поступает на всасывающие патрубки от предыдущей станции под давлением, превышающим допустимый кавитационный запас. Для обеспечения нормальной бескавитационной работы горизонтальных подпорных насосов их устанавливают на отметке ниже нулевой, т. е. применяют заглубленные подпорные насосные станции. Вместо горизонтальных все более широко применяют вертикальные подпорные насосы, их нормальная бескавитационная работа обеспечивается без заглубления ниже нулевой отметки.
Где - значение допустимого кавитационного запаса, полученного при перекачке воды; - допустимый кавитационный запас центробежных насосов при работе на нефти; - коэффициент кавитационного запаса; - коэффициент, определяемый геометрией рабочего колеса; - термодинамическая поправка, учитывающий влияние термодинамических свойств жидкости; - поправка на влияние вязкости жидкости; - напор, определяемый минимальным давлением на входе в насос; - минимальное давление на входе; - напор определяемый давлением насыщенных паров.
2.11.1 Понятие кавитации. Кавитационный запас
Кавитацией называется процесс нарушения сплошности потока в результате образования в потоке жидкости пузырьков пара или газа в области пониженного давления с последующей их конденсацией в области повышенного давления.
В центробежных насосах кавитация возникает на тыльной стороне лопатки рабочего колеса вблизи ее входной кромки (см. рисунок 2.32), так как здесь давление значительно ниже, чем давление во всасывающем патрубке из-за гидравлических потерь в подводящем устройстве насоса и местного возрастания относительной скорости движения жидкости.
Рисунок 2.32 - Схема расположения кавитационных зон в каналах рабочего колеса центробежного насоса в зависимости от режима кавитации:
І
–ІІІ
- режимы кавитации; 1
- каверна; 2
- гидродинамический след; 3
- поток капельной жидкости
Во входной части канала при кавитации образуется множество пузырьков газа, которые, сливаясь, образуют каверну 1
. Далее наблюдается гидродинамический след 2
, в котором концентрация парогазовой фазы меньше вследствие повышения давления, под действием которого часть пузырьков конденсируется или уменьшается в объеме. Оставшееся пространство каналов заполняет поток жидкости.
Различают три режима кавитации:
- Режим начальной кавитации, при котором образуются лишь небольшие каверны и кавитационная зона, состоящая из каверны и гидродинамического следа, не достигает выхода межлопастного канала и поэтому не оказывает влияния на работу насоса.
- Режим развитой кавитации (критический режим), при котором кавитационная зона достигает выходной области колеса, в результате чего меняется величина и направление абсолютной скорости и уменьшается напор насоса.
- Суперкавитационный режим наблюдается, когда кавитационная зона почти полностью перекрывает выходную область канала, в результате чего резко снижается подача, напор насоса. Этот режим еще называют режимом запирания.
Кавитация сопровождается:
- уменьшением подачи, напора, мощности и КПД насоса;
- звуковыми явлениями (шум, треск, удары) и вибрацией насосной установки;
- эрозией материала стенок каналов;
- снижением надежности работы насоса.
Поэтому кавитация является нежелательным явлением при эксплуатации нефтяных центробежных насосов.
Явление кавитации возникает, когда энергия жидкости на входе в насос (Ев ) становится равной или меньшей энергии упругости насыщенных паров жидкости, а именно:
где Е
в
- нивелирная отметка оси насоса; р
в
- давление на входе жидкости в насос; w
в
- скорость нефти во всасывающем патрубке.
При расчетах, как правило, принимают z в = 0, а все остальные высотные отметки отсчитывают от оси насоса, поэтому можно записать
где pS
- давление упругости насыщенных паров.
Критический кавитационный запас Δh кр соответствует возникновению в центробежном насосе фазы развитой кавитации, при которой наблюдается 2–3 % падение напора. Он определяется экспериментально, путем снятия частных кавитационных характеристик насоса. Частной кавитационной характеристикой (рисунок 2.33) называется график зависимости напора (или кпд) от кавитационного запаса при постоянной подаче, частоте вращения, вязкости и плотности жидкой среды на входе в насос.
Рисунок 2.33 - Частная кавитационная характеристика центробежного насоса:
I
- режим начальной кавитации; II
- критический режим; III
- режим суперкавитации
Допустимым кавитационным запасом называется минимальное значение кавитационного запаса, при котором работа насоса будет происходить без изменения основных технических параметров. Допустимый кавитационный запас определяется по формуле:
где А
к
- коэффициент кавитационного запаса, зависящий от коэффициента быстроходности насоса и физических свойств жидкости. Для нефтяных магистральных насосов А
к
= 1,25; для других насосов - А
к
= 1,1–1,3.
Величина критического и допустимого кавитационного запаса определяется экспериментально на заводе-изготовителе при испытании насоса на воде и приводится в паспортной характеристике насоса в виде графика зависимости кавитационного запаса от подачи насоса.
При работе на нефти и нефтепродуктах величина кавитационного запаса насоса изменяется вследствие изменений условий его всасывания. Наиболее сильное влияние на изменение условий всасывания оказывают такие свойства нефтей и нефтепродуктов, как давление насыщенных паров, наличие в нефти растворимых и нерастворимых газов, термодинамические свойства и вязкость нефти.
Давление насыщенных паров
нефтей и нефтепродуктов зависит не только от температуры, но и от соотношения паровой и жидкой фаз, так как при переходе в газообразное состояние легкорастворяющихся фракций и растворенных попутных газов наблюдается падение давления насыщенных паров оставшейся жидкой фазы нефти.
Поэтому для определения величины давления упругости насыщенных паров необходимо использовать формулы, учитывающие это обстоятельство.
Давление насыщенных паров перекачиваемых жидкостей (в Па) может быть найдено по одной из следующих зависимостей:
- для нефтей
- для авиационных бензинов
- для стабильного газового конденсата
где Т
нк
- температура начала кипения нефти или бензина, К.
Сведения о температуре начала кипения некоторых нефтей и зависимости давления их насыщенных паров от температуры приведены в таблице 2.13.
Таблица 2.13 - Справочные данные по некоторым нефтям
| Нефть |
Т , К |
Т нк , К |
PS · 10 –5 , Па |
Арланская |
293 |
0,637 |
|
Бавлинская |
293 |
0,920 |
|
Мангышлакская |
313 |
0,5810 |
|
Мухановская |
303 |
0,804 |
|
Ромашкинская |
303 |
0,680 |
|
Туймазинская |
293 |
0,880 |
|
Усть-Балыкская |
293 |
0,482 |
При перекачке газонасыщенных жидкостей под Р
S
следует понимать их давление насыщения при температуре перекачки.
Влияние термодинамических свойств нефти
таких, как удельная теплоемкость, температура и градиент давления насыщенных паров выражается в том, что падение давления ниже давления насыщенных паров на одинаковую величину в жидкостях с различными термодинамическими свойствами может привести к образованию различного объема пара.
Для учета влияния термодинамических свойств нефти на кавитационный запас вводится термодинамическая поправка к кавитационному запасу, которая может быть определена по формуле
|
где Δht
- термодинамическая поправка к критическому кавитационному запасу; hS
- напор, соответствующий давлению насыщенных паров жидкости Р
S
.
Влияние вязкости нефти и нефтепродуктов на кавитацию в насосе сказывается следующим образом:
- увеличение вязкости перекачиваемой жидкости приводит к увеличению потерь энергии на входе жидкости в рабочее колесо, что в свою очередь приводит к увеличению допустимого кавитационного запаса;
- увеличение вязкости приводит к замедлению роста паровых каверн и в конечном итоге - к снижению возможности возникновения кавитации.
В целом, влияние вязкости учитывается гидродинамической поправкой к кавитационному запасу Δh н , которая определяется по формуле
Таким образом, допустимый кавитационный запас насоса при перекачке нефти или нефтепродукта будет равен
где Δh доп.н - допустимый кавитационный запас при работе насоса на нефти или нефтепродукте; Δh доп.в - допустимый кавитационный запас при работе насоса на воде.
2.11.2 Расчет всасывающей способности магистральных и подпорных насосов
При эксплуатации насосов на НПС возникает необходимость проверки выполнения условия бескавитационной работы. Это условие заключается в следующем: для того, чтобы насос работал без возникновения кавитации необходимо, чтобы фактический кавитационный запас насоса Δh н был не меньше допустимого кавитационного запаса Δh доп.н при данной подаче, то есть:
где z - разность высотных отметок свободной поверхности жидкости в резервуаре и оси насоса, которая называется геометрической высотой всасывания и обозначается Н гв ; Н гв = z в + z н ; z в - высота нефти в резервуаре; z н - высота заглубления насоса; р - абсолютное давление на поверхности нефти в резервуаре; р в - абсолютное давление на входе в насос;
Потери напора при движении нефти между сечениями А–А и В–В.
Рисунок 2.34 - Схема для определения кавитационного запаса
Вычитая из левой и правой части уравнения (2.83) напор
соответствующий давлению насыщенных паров и группируя слагаемые, получим
В общем случае знак перед НГВ может быть как "–", как в данном случае, так и "+", если уровень жидкость в резервуаре находится ниже оси насоса. Поэтому окончательно формулу для определения фактического кавитационного запаса насоса запишем в виде:
Проверка условия бескавитационной работы группы последовательно соединенных насосов выполняется для первого по потоку насоса.
Для проверки условия бескавитационной работы основного магистрального насоса уравнение Бернулли записывается для сечения, взятого на нагнетательной линии подпорного насоса и для сечения на входе в основной насос.
2.11.3 Улучшение условий бескавитационной работы насосов
Улучшение условий бескавитационной работы нефтяных центробежных насосов, как следует из выражения (2.86) и (2.87), можно осуществить либо снижением допустимого кавитационного запаса, либо увеличением фактического значения кавитационного запаса насоса.
Для снижения допустимого кавитационного запаса насоса необходимо предпринять такие изменения в конструкции насоса, как:
- увеличить диаметр на входе жидкости в рабочее колесо D 1 , что в свою очередь может привести к снижению кпд насоса;
- увеличить ширину колеса на входе жидкости b 1 ;
- уменьшить толщину лопаток у входа жидкости в рабочее колесо.
Более эффективным способом является установка предвключенного шнека (см. рисунки 2.4 и 2.8) на входе жидкости в рабочее колесо насоса, который представляет собой осевое колесо. В отличие от центробежного рабочего колеса, состоящего из большего числа коротких лопаток, шнек имеет несколько длинных лопастей, при прохождении между которыми паровая фаза успевает конденсироваться и еще остается достаточная часть поверхности лопасти, чтобы сообщить жидкости требуемый напор. Поэтому предвключенный шнек способен пропускать большие объемы паров жидкости без существенного снижения общего напора. Предвключенный шнек повышает давление у входа в рабочее колесо и тем самым обеспечивает его бескавитационную работу. С целью улучшения условий работы самого шнека уменьшают толщину лопатки на входе жидкости в шнек, а также увеличивают его наружный диаметр.
Увеличение фактического значения кавитационного запаса (исходя из формулы (2.87)) можно получить, уменьшая потери напора во всасывающей линии насоса
и увеличивая высоту заглубления насоса z н.
В разделе 4.3 была рассмотрена кавитация, возникающая в местных гидравлических сопротивлениях при высоких скоростях движения жидкости. Аналогичное явление может происходить и в лопастных насосах (обычно на входе в насосное колесо). В этом случае нарушается нормальная работа насоса, и падают его эксплуатационные показатели. Для предотвращения кавитации в гидросистеме, после выбора насоса, проводят его проверочный (кавитационный) расчет. При проведении этого расчета определяют кавитационный запас на входе в насос
где
и
- давление и скорость жидкости на входе
в насос;
- давление
насыщенных паров жидкости.
Для
устранения возможности возникновения
кавитации эта величина должна превышать
на 10-30% критический кавитационный запас
,
который задается в паспорте насоса. При
отсутствии данных по допустимому
кавитационному запасу его можно найти
из формулы Руднева
, (53)
где C - кавитационный коэффициент быстроходности можно найти по справочнику.
10.5. Динамические гидродвигатели (гидротурбины).
B машиностроении нашли применение динамические гидродвигатели лопастного типа - гидротурбины. Гидротурбина это гидромашина обратная лопастному насосу. Они применяются на гидроэлектростанциях для привода генераторов, а также в составе гидродинамических передач автомобилей и тракторов.
11. Объёмные насосы.
11.1. Общие свойства и классификация объемных насосов.
B отличии от динамических в объемных гидромашинах рабочий процесс происходит не в проточной части, а в замкнутых объемах - рабочих камерах. Под рабочей камерой понимается пространство, попеременно сообщающееся с всасывающим и напорным трубопроводами.
В насосах непосредственную работу нагнетания жидкости совершает рабочий орган, который называют вытеснителем (поршень, плунжер, пластина, зуб шестерни и т.д.).
Из сравнения рабочих процессов динамических и объемных насосов вытекают общие свойства последних по сравнению с первыми.
1. Неравномерность подачи, которая вызвана нагнетанием жидкости отдельными объемами (рабочими камерами).
2. Герметичность, так как объемный насос отделяет напорный трубопровод от всасывающего.
3. Самовсасывание - способность насоса, начав работу с воздухом во всасывающем трубопроводе, создать достаточно большое разряжение и подсосать жидкость.
4. Жесткость характеристики, так как подача объемного насоса мало зависит от давления нагнетания.
5. Малая требовательность к вязкости жидкости, так как нет высоких скаростей течения.
По характеру вытеснения рабочей жидкости объемныe насосы делятся на поршневые и роторныe.
В поршневых насосах вытеснение жидкости происходит из неподвижных рабочих камер в результате возвратно-поступательного движения вытеснителей.
В роторных насосах вытеснение жидкости происходит из перемещаемых рабочих камер в результате вращательного или вращательно-поступательного движения вытеснителей.
11.2. Поршневые насосы.
Насосы этого типа в зависимости от конструкции вытеснителя могут быть поршневыми, плунжерными или диафрагменными (мембранными).
Насосы с поршнем в качестве вытеснителя нашли наибольшее применение, так как они относительно просты в изготовлении (следовательно дешевы), надежны в работе и имеют высокие эксплуатационные параметры (р max = 10-30 МПа).
Плунжерные насосы значительно сложнее в производстве, зачастую требуют подгонки пар трения и поэтому существенно дороже. Но они могут создавать очень высокие давления (p max = 100-150 MIIa).
Диафрагменные насосы имеют в качестве вытеснителя гибкий (резиновый или синтетический) элемент - диафрагму. Максимальные давления создаваемые этими насосами невелики и ограничиваются прочностью диафрагмы. Однако они наиболее просты в изготовлении.
Характерной особенностью всех насосов данного типа является клапанное распределение жидкости, т.е. для впуска жидкости в рабочую камеру и для выпуска её служат впускной и напорные клапаны.
На рис. 23 приведена упрощенная конструктивная схема поршневого насоса. При движении поршня 1 (вытеснитель) слева направо напорный клапан 2 закрыт, а впускной клапан 3, открыт, и жидкость заполняет рабочую камеру 4. При обратном движении поршня клапан 3 закрыт, а жидкость через напорный клапан 2 нагнетается в трубопровод. Клапаны открываются благодаря разности давлений; а закрываются под действием пружин (на рисунке не показаны).
Очень существенным недостатком такого насоса является крайняя неравномерность его подачи Q по времени t из-за чередования тактов всасывания и нагнетания (линия 1 на рис.24,а ).
Для уменьшения этого насосы делают многокамерными (многопоршневыми), когда в одном корпусе заключают несколько рабочих камер. На рис. 24,б представлена зависимость подачи Q по времени t для трехпоршневого насоса.
Кроме того, неравномерность подачи насоса может быть снижена за счет установки в напорном трубопроводе гидроаккумулятора (линия 2 на рис.24,а ). Подробнее о гидроаккумуляторах см. в разделе 13.4.
Для
оценки к.п.д.
поршневого
насоса
может быть использована зависимость
(48).
Однако, для
большинства
насосов этого типа
объемные
потери незначительны и объемный к.п.д.
можно
принимать
=1.
Тогда
общий к.п.д.
поршневого насоса
будет определяться произведением
гидравлического
и механического
к.п.д.
Загрузка...
