Мощность на валу насосов, вентиляторов и компрессоров


СОДЕРЖАНИЕ:

Мощность насоса

Содержание

Мощность является одной из основных характеристик насоса. В настоящее время под термином «водяной насос» понимается специальное устройство, служащее для перемещения перекачиваемой среды (твердых, жидких и газообразных веществ).

В отличие от водоподъемных механизмов, которые тоже предназначены для перемещения воды, насосный агрегат увеличивает давление или кинетическую энергию перекачиваемой жидкости.

Напор и мощность насоса

Полезная мощность насоса – мощность, сообщаемая устройством подаваемой жидкой среде. Но прежде чем перейти к понятию мощности необходимо рассмотреть ещё два параметра: подача и напор.

Подача насоса представляет собой количество жидкости, подаваемой в единицу времени и обозначается символом Q.

Напором насоса называется приращение механической энергии, получаемой каждым килограммом жидкости проходящей через насосный агрегат, т.е. разность удельных энергий жидкости при выходе из насоса и входе в него. Другими словами напор устройства показывает, на какую высоту в метрах насос поднимет столб воды.

И, наконец, третьим, интересующим нас параметром является мощность насоса N. Мощность обычно измеряется в киловаттах (кВт).

Полезная мощность насоса Nп – это полное приращение энергии, получаемое всем потоком в единицу времени. Чтобы рассчитать мощность насоса используется формула:

где y – удельный вес жидкости;
Q – подача насоса;
Н – напор насоса.

Потребляемая мощность насоса N – мощность потребляемая устройством – мощность подводимая на вал устройства от двигателя.

В зависимости от источника информации она ещё может называться:

Мощность на валу насоса Nв – это мощность которую затрачивает центробежный агрегат на то, чтобы покрыть потери энергии

Nв =Nп / η = yQH / η

где η — коэффициент полезного действия (КПД) насоса

КПД и потери мощности насоса

Вследствие потерь внутри машины только часть механической энергии, полученной им от двигателя, преобразуется в энергию потока жидкости. Степень использования энергии двигателя измеряется значением полного КПД насоса центробежного типа.

КПД – коэффициент полезного действия насоса – является одним из его основных качественных показателей и характеризует собой величину потерь энергии.

ηо — объемный КПД – характеризует объемные потери

ηг — гидравлический КПД – характеризует гидравлические потери

ηм — механический КПД – характеризует механические потери

Потери в насосе = 1 – КПД

Анализируя причины возникновения потерь в насосе, можно найти пути к повышению его КПД.

Все виды потерь делятся на три категории: гидравлические, объемные и механические.

Гидравлические потери – часть энергии, получаемой потоком от колеса насоса, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений при движении потока внутри насосного агрегата, ведут к снижению высоты напора.

Объемные потери – паразитные протечки (утечки) внутри насосной части — в уплотнениях лопастного колеса и в системе уравновешивания осевого давления ведут к уменьшению подачи.

Механические потери – часть энергии, получаемой насосом от двигателя, расходуется на преодоление механического трения внутри агрегата. В машине имеют место: трение колеса и других деталей ротора о жидкость, трение в сальниках и трение в подшипниках. Механические потери ведут к падению мощности всего устройства.

Таким образом, полный КПД насоса определяется гидродинамическим совершенствованием проточной части, качеством системы внутренних уплотнений и величиной потерь на механическое трение.

Расчет мощности или сколько потребляет насос

Мощность насоса фактически – это мощность сообщаемая ему электродвигателем. Циркуляционные аппараты, установленные в бытовых системах имеют довольно небольшую мощность и как следствие низкое энергопотребление. Фактически такие машины не поднимают воду на высоту, а только способствуют её перемещению далее по трубопроводу преодолевая местные сопротивления такие как изгибы, краны и отводы.

Кроме циркуляционных агрегатов в систему трубопровода могут быть смонтированы насосы для повышения давления.

При использовании в трубопроводе циркуляционного насоса значительно увеличивается эффективность системы отопления дома. К тому же появляется возможность сократить диаметр трубопровода и подсоединить котел с повышенными параметрами теплоносителя.

Для обеспечения бесперебойной и эффективной работы системы отопления необходимо выполнить небольшой расчет.

Требуется определить необходимую мощность котла – эта величина будет базовой при расчете системы отопления.

Согласно СНиП 2.04.07 “Тепловые сети” для каждого дома существую свои нормы потребления тепла (для холодного времени года, т.е. минус 25 – 30 градусов цельсия).
для домов в 1-2 этажа требуется 173 – 177 Вт/квадратный метр
для домов в 3-4 этажа требуется 97 – 101 Вт/квадратный метр
если 5 этажей и более нужно 81 – 87 Вт/квадратный метр.

Рассчитайте площадь отапливаемых помещений Вашего дома и умножьте на соответствующее этажности Вашего дома значение.

Оптимальный расход воды, рассчитывается по простой формуле:
Q=P,
где Q — расход теплоносителя через котел, л/мин;
Р — мощность котла, кВт.

Например, для котла мощностью 20 кВт расход воды составляет примерно 20 л/мин.

Для определения расхода теплоносителя на конкретном участке трассы, используем эту же формулу. Например, у Вас установлен радиатор мощностью 4 кВт, значит расход теплоносителя составит 4 литра в минуту.

Далее требуется определить мощность циркуляционного насоса. Чтобы определить мощность циркуляционного устройства воспользуемся правилом, на 10 метров длины трассы требуется 0,6 метра напора. Например при длине трассы 80 метров требуется агрегат с напором не менее 4,8 метра.

Для того, чтобы узнать какая мощность насоса отопления потребуется Вам — воспользуйтесь калькулятором, размещенным в статье по подбору мощность насоса для отопления насоса.

Насос для отопления с требуемыми параметрами Вы можете посмотреть в нашем каталоге.

Следует отметить, что представленный в статье расчет носит справочный характер. Для того чтобы определить мощность центробежного насоса для Вашего дома воспользуйтесь советами наших специалистов или рекомендациями инженеров-теплотехников.

Для того, чтобы обеспечить постоянное функционирование системы отопления желательно установить два насоса. Один агрегат будет функционировать постоянной, второй (установленный на байпасе) – находится в резерве. При поломке или какой-то неисправности рабочего оборудования, Вы всегда сможете отключить его и демонтировать из контура, а в работу вступить резервный механизм. В случае когда монтаж байпасной ветки трубопровода затруднен, возможен другой вариант: один агрегат установлен в системе, а другой лежит в запасе на случай выхода из строя или поломки первого.

Видео по теме

Подбор необходимого насоса осуществляется по каталогу. Из выбранных насосов предпочтения отдаются тем, которые потребляют меньшую мощность и обладают более высоким КПД. Ведь показатели мощности и КПД в дальнейшем определяют затраты на электроэнергию при эксплуатации оборудования.

Электроприводы вентиляторов и турбокомпрессоров

Вентиляторы занимают среди турбомеханизмов второе место после насосов по распространению в промышленности. Основное их число приходится на вентиляторы санитарно-технического на­значения, осуществляющие кондиционирование воздуха в произ­водственных и других помещениях. Несмотря на относительно небольшую мощность этих вентиляторов (до 100 кВт) на их долю приходится значительная суммарная потребляемая энергия.

Мощные вентиляторы используются для увеличения интенсив­ности охлаждения воды в градирнях химических и металлургиче­ских комбинатов. Они имеют невысокую частоту вращения рабо­чего колеса, обычно не более 600 об/мин.

Ограничение допустимой скорости концов лопаток рабочего колеса вынуждает с увеличением диаметра колеса снижать его но­минальную частоту вращения. Вентиляторы имеют большой мо­мент инерции, иногда на порядок и более превышающий момент инерции приводного двигателя, что затрудняет их пуск, а в неко­торых случаях требует применения электрического торможения для быстрой остановки рабочего колеса.

Вентиляторы в отличие от других турбомеханизмов всегда ра­ботают на сеть без противодавления, вследствие чего зависимость момента статического сопротивления на валу приводного двига­теля от скорости носит квадратичный характер, а подводимая к вентилятору мощность без учета потерь на трение в подшипниках пропорциональна кубу скорости. Поэтому для расчета режимов работы вентиляторов можно использовать выражения для закона подобия (4.18). (4.21).

Вентиляторы разделяются на центробежные и осевые. Характе­ристики центробежных вентиляторов аналогичны характеристи­кам центробежных насосов. Из аэродинамических способов регу­лирования для центробежных вентиляторов широко используется регулирование поворотом лопастей направляющего аппарата. Ре­гулирующий эффект при этом достигается вследствие уменьше­ния сечения входного канала и закручивания потока на входе в рабочее колесо.

Аэродинамическая характеристика дымососа типа ДН— 12,5-1 при регулировании изменением угла 0на поворота лопастей на­правляющего аппарата и пном = 1000 об/мин показаны на рис. 4.9. Очевидно, что при таком регулировании подачи КПД вентилято­ра будет существенно падать. Поворот лопастей направляющего аппарата может осуществляться как вручную по мере необходимо­сти, так и оперативно с помощью исполнительного двигателя. Одна­ко на практике устройства изменения угла установки направляюще­го аппарата в системах автоматического регулирования использу­ются редко из-за сложности эксплуатации и низкой надежности.

Еще менее экономичным способом регулирования производи­тельности вентиляторов является регулирование шибером сечения выходного канала вентилятора, аналогичное дроссельному регулиро­ванию насосов. При этом происходит не изменение характеристики вентилятора, как в предыдущем случае, а меняется характеристи­ка магистрали, как это происходит в насосных установках.

Если подачу вентилятора регулировать изменением скорости, то характеристика сети соответствует формуле (4.13) при Яс = 0, т. е. Н = RQ2, а КПД вентилятора во всем диапазоне регулирова­ния остается постоянным.

Рис. 4.9. Аэродинамическая характеристики дымососа типа ДН—12,5-1 при регулировании направляющим аппаратом и лном = 1000 об/мин

роприводом вентилятора, при регулировании шибером (/) и частотном

Мощность, потребляемую из сети двигателем вентилятора (без учета КПД вентилятора), можно оценить по выражениям, полу­ченным из (4.16) и (4.17) при hc = 0 и |!0с = 0. Так, при регулиро­

а при частотном регулировании

Зависимости потребляемой мощности, построенные по фор­мулам (4.22) и (4.23), показаны на рис. 4.10. Пунктирной линией даны графики мощности двигателя с учетом КПД вентилятора. На рис. 4.10 видно, что потребляемая мощность в частотно-регу­лируемом электроприводе вентилятора значительно ниже, чем при регулировании шибером почти при любых значениях расхода Q*, за исключением точки номинального режима.

Осевые вентиляторы [56] имеют характеристики, показанные на рис. 4.11, которые по форме отличаются от характеристик цент­робежных машин. Отличие состоит в том, что левая часть характе­ристик осевого вентилятора имеет провалы и является неустойчи­вой, из-за чего его работа возможна только в области ниже гра­ничного напора. Правая (рабочая) часть характеристики осевых машин крутопадающая.

Рис. 4.11. Эксплуатационные характеристики осевого вентилятора се­рии В

Регулирование подачи осевых вентиляторов осуществляется изменением угла установки лопаток рабочего колеса. Обычно по­ворот лопаток производится при остановленном вентиляторе и занимает относительно большой промежуток времени. Этот спо­соб регулирования оказывается практически непригодным для систем автоматического управления. Разработанные конструкции поворота лопаток на ходу существенно усложняют конструкцию вентилятора и снижают его надежность.

Кривые равных КПД осевого вентилятора (см. рис. 4.11) при регулировании поворотом лопаток располагаются перпендикулярно характеристикам Н = f(Q), причем с уменьшением напора КПД заметно падает, в то время как у центробежных машин кривые равных КПД при регулировании направляющим аппаратом рас­полагаются параллельно характеристикам Н = f

Регулирование производительности осевого вентилятора изме­нением скорости двигателя связано с определенными затрудне­ниями, которых нет в центробежных машинах. Если установить угол поворота лопаток равным, например, 0Н а = 47°, то работа на сеть с характеристикой, такой как 0Ах (см. рис. 4.11), т. е. с любой ха­рактеристикой, проходящей левее ОЛ2, окажется невозможной, так как вентилятор попадает в зону неустойчивой работы.

Работа на сеть с характеристикой, лежащей правее 0Л2, напри­мер (М3, неэкономична, так как несмотря на регулирование ско­рости КПД вентилятора не превысит 0,5. Поэтому зона рацио­нальной работы осевого вентилятора с регулированием только скорости довольно узка и в ряде случаев требуется комбиниро­ванное регулирование: периодическое при значительных измене­ниях характеристики сети посредством поворота лопаток с одно­временным изменением скорости и непрерывное в небольшом диапазоне изменения только скорости. Учитывая сказанное, к ре­гулированию осевых вентиляторов нужно подходить более внима­тельно, чем к регулированию центробежных, проводя предвари­тельный анализ возможных режимов работы.

Особое значение для ряда вентиляторов имеет применение регу­лируемого электропривода, так как по некоторым данным утвер­ждается, что КПД вентиляторов при регулируемом электропри­воде должно быть больше, чем при нерегулируемом, в среднем на 12 % [42]. Кроме повышения КПД применение регулируемого при­вода вентиляторов позволяет в некоторых случаях упростить кон­струкцию турбомашин, исключив направляющий аппарат, а так­же обеспечить одновременную работу двух и более вентиляторов.

В настоящее время тенденции перехода к регулируемому при­воду для вентиляторов стали более очевидными.

Вентиляторы являются механизмами с режимом длительной нагрузки с большой продолжительностью работы в течение года; нагрузка на валу приводного двигателя спокойная, перегрузок не возникает. Вентиляторы обладают большим моментом инерции, что необходимо учитывать при расчете пусковых характеристик электроприводов.


Необходимый диапазон регулирования скорости для вентиля­торов обычно не превышает 2:1. Более глубокое регулирование используется редко, если учитывать кубическую зависимость (см. формулу (4.21)) потребляемой мощности от частоты вращения.

Пуск вентилятора может производиться как при разгруженной машине, т. е. при закрытом направляющем аппарате, так и при полностью открытом. В первом случае максимальный момент при пуске двигателя вентилятора равен примерно 0,4 номинального, во втором — номинальному. При пуске мощных вентиляторов с большим диаметром рабочего колеса обычно требуется ограниче­ние ускорений при пуске во избежание появления чрезмерных динамических напряжений в лопатках рабочего колеса.

Перечисленным требованиям наиболее полно соответствует частотно-регулируемый асинхронный электропривод вентилято­ра. При этом, как правило, можно ограничиться использованием простых и недорогих систем частотного регулирования. Примене­ние этих систем характерно более высокому, чем вентиляторы, классу турбомашин, к которому относятся турбокомпрессоры.

Мощность турбокомпрессоров достигает 18 ООО кВт, а в перс­пективе достигнет 25 ООО кВт и более. Эти машины предназначе­ны для повышения давления газа и транспортирования его по магистральным трубопроводам.

Каждый электрик должен знать:  Электротехнические термины и определения на букву Ш

Турбокомпрессоры в зависимости от степени сжатия газа раз­деляются на воздуходувки со степенью сжатия ниже 1,15; нагне­татели, степень сжатия которых выше 1,15; компрессоры, пред­ставляющие собой машины со степенью сжатия газа более 1,15.

К типичным областям применения турбокомпрессоров отно­сятся генерирование пневматической энергии (энергетические турбокомпрессоры); транспортирование газа по магистральным газопроводам; сжатие воздуха для получения кислорода методом разделения; подача воздуха и кислорода в доменную печь, холо­дильная техника.

Регулирование производительности турбокомпрессоров осуще­ствляется в основном дросселированием на стороне нагнетания, КПД турбомеханизма при этом снижается пропорционально ре­гулированию производительности. Для компрессоров разработана система регулирования путем поворота лопаток направляющего аппарата. КПД при таком регулировании будет выше, чем при дросселировании. Однако применение направляющего аппарата существенно усложняет конструкцию турбокомпрессора и сни­жает его надежность, поэтому этот способ регулирования не по­лучил широкого распространения. Наиболее совершенным спосо­бом регулирования производительности турбокомпрессоров яв­ляется изменение скорости их двигателей.

Характеристики турбокомпрессора типа К—3250-41-1 [56] при различной частоте вращения показаны на рис. 4.12.

Рис. 4.12. Характеристики турбокомпрессора типа К—3250-41-1 при разли­чных частотах вращения

Особенность работы турбокомпрессоров состоит в том, что каждой частоте вращения соответствует определенная критиче­ская подача машины, ниже которой ее работа становится неустой­чивой. Причиной неустойчивой работы турбокомпрессоров является повторяющийся срыв потока с рабочих и направляющих лопаток, что приводит к сильным пульсациям давления, открыванию и закрыванию обратного клапана и возникновению аварийных коле­баний в системе. Такой режим называется помпажным. Работа тур­бокомпрессоров в режимах левее границы помпажа (пунктирная линия на рис. 4.12) недопустима. Отметим, что с уменьшением частоты вращения область помпажных режимов сокращается, вследствие чего при регулировании путем изменения частоты вра­щения становится возможной работа турбокомпрессора с пони­женной подачей.

Технологическая необходимость регулирования подачи турбо — компрессорных машин связана с их назначением. Так, режим рабо­ты нагнетателей магистральных газопроводов определяется графи­ком потребления газа на конце газопровода. Задачей регулирова­ния подачи компрессоров в данном случае является обеспечение транспортирования требуемого количества газа при минимальных энергетических затратах. При сокращении потребления газа необ­ходимо снижение его подачи во избежание излишнего повыше­ния давления в трубопроводах. Так как турбокомпрессоры на ма­гистральных газопроводах объединяются в станции, состоящие из нескольких последовательно и параллельно работающих компрес­соров, то регулирование подачи газа ведется ступенчато: измене­нием числа работающих машин. Для плавного регулирования этот метод дополняется дросселированием на стороне нагнетания.

Исследования [56] показали, что применение электроприво­да, обеспечивающего плавное экономичное регулирование ско­рости, дает увеличение КПД компрессорной установки на 25 % по сравнению с регулированием посредством дросселирования и на 12 % по сравнению с регулированием с помощью направляю­щего аппарата.

Турбокомпрессоры, нагнетатели и воздуходувки, как правило, являются машинами с режимом длительной нагрузки, вследствие чего их электроприводы должны быть рассчитаны на длительную работу. Они являются быстроходными механизмами с частотой вращения рабочего колеса 3000. 20ООО об/мин, что определяет целесообразность применения для их приводов высокоскорост­ных двигателей. В тех случаях, когда требуется большая частота вращения рабочего колеса, между двигателем и компрессором устанавливается повышающий редуктор.

Все турбокомпрессоры, за исключением воздуходувок, рабо­тают на сеть с сопротивлением, что определяет зависимость мо­мента сопротивления на валу от частоты вращения.

Пуск турбокомпрессора обычно производится без нагрузки пу­тем соединения полости нагнетания с атмосферой или с полос­тью всасывания, из-за чего максимальный момент при пуске не превышает 0,4 номинального.

Наиболее совершенным способом регулирования производи­тельности турбокомпрессоров является изменение их частоты вра­щения. Основной проблемой при этом является то, что большин­ство двигателей компрессоров являются высоковольтными маши­нами (3, 6 кВ и более). В настоящее время лишь несколько заводов — изготовителей предлагают высоковольтные преобразователи час­тоты, стоимость которых, как правило, намного выше, чем пре­образователей, питающихся от сети 380 В. Кроме того, часто пред­лагаются преобразователи с двойной трансформацией, когда на вход и выход обычного низковольтного преобразователя устанав­ливаются соответственно понижающий и повышающий трансфор­маторы. Такое решение нельзя признать экономичным, так как КПД преобразователя частоты при этом снижается, возрастают материалоемкость и габаритные размеры преобразователя. Исходя из сказанного, следует признать целесообразным либо использо­вание непосредственных преобразователей частоты на основе обы­чных тиристоров, либо двухзвенных высоковольтных преобра­зователей частоты со звеном постоянного тока на основе запира­емых тиристоров.

Основные принципы подбора насосов. Расчет насосов

Основные принципы подбора насосов

Выбор насосного оборудования – ответственный этап, от которого будут зависеть как технологические параметры, так и эксплуатационные качества проектируемой установки. При выборе типа насоса можно выделить три группы критериев:

1) Технологические и конструктивные требования

2) Характер перекачиваемой среды

3) Основные расчетные параметры

Технологические и конструктивные требования:

В некоторых случаях выбор насоса может диктоваться какими-либо строгими требованиями по ряду конструктивных или технологических параметров. Центробежные насосы, в отличие от поршневых, могут обеспечивать равномерную подачу перекачиваемой среды, в то время как для выполнения условий равномерности на поршневом насосе приходится значительно усложнять его конструкцию, располагая на коленчатом вале несколько поршней, совершающих возвратно-поступательные движения с определенным отставанием друг от друга. В то же время подача перекачиваемой среды дискретными порциями заданного объема также может являться технологическим требованием. Примером определяющих конструктивных требований может служить использование погружных насосов в тех случаях, когда необходимо или единственно возможно расположить насос ниже уровня перекачиваемой жидкости.

Технологические и конструктивные требования к насосу редко являются определяющими, а диапазоны подходящих типов насосов для различных специфических случаев применения известны исходя из накопленного человечеством опыта, поэтому в доскональном их перечислении нет необходимости.

Характер перекачиваемой среды:

Характеристики перекачиваемой среды часто становятся определяющим фактором в выборе насосного оборудования. Различные типы насосов подходят для перекачки самых разнообразных сред, отличающихся по вязкости, токсичности, абразивности и множеству других параметров. Так винтовые насосы способны перекачивать вязкие среды с различными включениями, не повреждая структуру среды, и могут с успехом применяться в пищевой промышленности для перекачивания джемов и паст с различными наполнителями. Коррозионные свойства перекачиваемой среды определяют материальное исполнение выбираемого насоса, а токсичность – уровень его герметизации.

Основные расчетные параметры:

Требованиям по эксплуатации, предъявляемы различными отраслями, могут удовлетворять несколько типов насосов. В такой ситуации предпочтение отдается тому типу насосов, который наиболее применим при конкретных значениях основных расчетных параметров (производительность, напор и потребляемая мощность). Ниже приведены таблицы, в общих чертах отражающие границы применения наиболее распространенных типов насосов.

Области применения (подбора) насосов по создаваемому напору

До 10 м От 10
до 100 м
От 100
до 1 000 м
От 1 000
до 10 000
От 10 000 м
и более
Одноступенчатые центробежные
Многоступенчатые центробежные
Осевые (напор до 20-30 м)
Поршневые
Винтовые
Плунжерные
Вихревые

Области применения (подбора) насосов по производительности

Мощность и КПД центробежных насосов

Здравствуйте, читатели блога nasos-pump.ru

Продолжим рубрику «Общее» и рассмотрим такие понятия как коэффициент полезного действия (КПД) и мощность центробежных насосов. Электрический центробежный насос состоит из привода – электрического двигателя и насосной части. Двигатель – это электрическая машина, которая преобразовывает энергию электрического поля в энергию вращения на валу. Мощность, которая подводиться к валу насоса, называется подводимой. Она определяется как произведение крутящего момента на валу насоса к его угловой скорости Центробежный насос это – гидравлическая машина, в которой подводимая вращательная энергия от двигателя преобразуется в энергию потока жидкости. Подбор насосов под конкретные цели и задачи производится по каталогам. В результате выбора учитываются такие показатели как напор и расход, потребляемая мощность и КПД насоса, а также его кавитационная характеристика. Выбранный насос должен работать с высоким КПД, без кавитации в требуемом диапазоне напора и расхода. Из нескольких выбранных вариантов предпочтение отдается тем насосам, которые потребляют меньшую мощность, имеют более высокий КПД, обладают меньшим значением допустимого кавитационного запаса и имеют меньший вес и габаритные размеры.

Между мощностью, потребляемой электрическим двигателем от электрической сети, мощностью на валу двигателя и гидравлической мощностью, насоса существует прямая связь. В процессе производства насосов на заводе изготовителе используются следующие обозначения этих видов мощности.

P1 (кВт) Входная электрическая мощность насосов – это мощность, которую электрический двигатель насоса забирает от электрической сети питания.

P2 (кВт) Мощность на валу электрического двигателя – это мощность, которую двигатель передает на вал насоса. Соотношение входная электрическая мощность насоса P1 равна мощности на валу электрического двигателя P2, разделённой на КПД электрического двигателя.

P3 (кВт) Входная мощность насоса равна мощности P2, с условием, что муфта соединяющая вал насоса и вал электрического двигателя не рассеивает энергию.

P4 (кВт) Гидравлическая или полезная мощность насоса. Это та мощность, которая получается в результате работы насоса в виде расхода и напора жидкости.

Как это выглядит наглядно, можно посмотреть на (Рис. 1).

Коэффициент полезного действия

Коэффициент полезного действия двигателя центробежного насоса представляет собой отношение полезной мощности к потребляемой. Обозначается он буквой η (эта). Схематически все это изображено на (Рис. 2)

КПД двигателя, никогда не будет больше единицы (100%) ни при каких условиях, ибо «вечного двигателя» еще не изобрели, а все существующие приводы имеют потери. Потребляемая мощность P1 двигателя больше на величину возникающих в электрическом двигателе механических и тепловых потерь Pvдв. (Рис. 2).

Коэффициентом полезного действия насоса как было сказано выше, называется отношение гидравлической мощности к подводимой мощности на валу насоса, а их разность указывает на потери мощности в насосе.

Потери мощности в центробежном насосе также складываются из нескольких составляющих, а именно: гидравлических, механических и объёмных потерь Рvнас. (Рис. 2). Общий КПД насосов представляет собой произведение коэффициентов полезного действия объемного, гидравлического и механического. КПД насоса характеризует степень конструктивного его совершенства, как в механическом, так и гидравлическом отношении.

Потери гидравлической мощности в насосе состоят из потерь на преодоления сопротивлений (трение) в рабочем колесе и корпусе во время движения жидкости от всасывающего патрубка, к напорному патрубку и вихревых потерь. Потери на преодоление сопротивления трения очень сильно зависят от конструктивных особенностей насосов размеров их проточной части, качества обработки (шероховатости) стенок и поверхностей насоса. Данные потери пропорциональны квадрату скорости течения жидкости. Возникающие в насосе вихревые потери зависит от многих факторов. Очень большие вихревые потери появляются при внезапном расширении сечения или резком повороте потока жидкости. Возникают вихревые потери вследствие отрыва потока от поверхности рабочего колеса или при режимах работы насоса вне предела его рабочей характеристики. Гидравлический КПД насосов находится в пределах ηг= 0,85…0,96.

Н – напор создаваемый насосом;

h – потери напора внутри насоса

Механические потери обусловлены трениями, происходящими в опорах радиальных и осевых подшипников, в механическом торцевом уплотнении, а также потери на трение о рабочую жидкость возникающие при вращении рабочего колеса и вала насоса. Механические потери также очень сильно зависят от конструкции, качества изготовления и типоразмера насоса. Механический KПД насосов находится в пределах ηм= 0,95…0,98.

Р – мощность, на валу насоса;

Ртр – потери мощности на преодоление сопротивления трения.

Объемные потери в основном возникают за счет перетекания жидкости из области с высоким давлением в область низкого давления, через зазоры между рабочим колесом и диффузором или неподвижными деталями корпуса насоса. Например, в центробежном насосе часть жидкости из спирального отвода в обход рабочего колеса перетекает обратно во всасывающий патрубок, при этом она не поступит в напорный патрубок, хотя на нее уже была затрачена энергия. КПД ηо у современных центробежных насосов составляет от 0,96 до 0,98.

Q – подача насоса;

Qк – расход жидкости проходящий через рабочее колесо насоса.

Произведение ηгмо и определяет общий КПД насоса. Изменение величины любого из сомножителей приводит к изменению величины и общего КПД насоса. Эта зависимость задается функцией от подачи в характеристике насоса, а на графиках изображается в виде кривой η=f(Q). Полезную мощность насоса Р (кВт) можно также определяют как произведение весовой подачи (Q) на напор (H) по формуле:

pg – удельный вес жидкости (Н/м 3 );

Q – объемная подача насоса (м/с);

H – напор насоса в (м).

На (Рис. 3) находятся рабочие характеристики серии насосов, а также зависимость характеристики MPSH и характеристики КПД от расхода.

Характеристика насоса и КПД

Красным прямоугольником выделен участок кривой с самым оптимальным КПД. В каталогах заводов производителей насосного оборудования указывается рабочая характеристика насоса, характеристика подпора NPSH (net positive suction head -кавитационный запас) и характеристика коэффициента полезного действия. КПД насосов очень сильно зависит от режима их работы и конструктивных особенностей, типов, размеров и может изменяться в очень широком диапазоне. При работе в оптимальном режиме, КПД мощных центробежных нефтяных насосов может достигать 92%, а малых насосов около 60% – 75%. КПД насосов с «мокрым» ротором колеблется от 5% до 54 % у высокоэффективных циркуляционных насосов. Мощность и КПД насосов в конечном итоге определяют затраты на электроэнергию в процессе их эксплуатации. Чем тщательнее подобрано насосное оборудование под заданные параметры тем оно эффективнее и, следовательно, менее затратно.

Преобразователи частоты позволяют снизить энергопотребление и повысить эффективность холодильных машин

Настоящая статья посвящена описанию преимуществ использования технологии частотного регулирования в холодильной технике для управления компрессорами.

Как показывают теория и практика, частотное регулирование элементов холодильной системы, обеспечивает максимальную гибкость и энергоэффективность. Большую часть времени холодильные системы работают с производительностью ниже номинальной, так как рассчитаны на пиковую нагрузку, которой система может никогда не потребовать. Винтовые компрессоры с регулировкой производительности золотниковым механизмом, поршневые компрессоры с управлением производительностью при помощи соленойдных клапанов и другие типы компрессоров работают в режиме «вкл»/«выкл». К сожалению, эти методы управления не обеспечивают максимально возможного сокращения потребления электроэнергии при снижении холодопроизводи-тельности.

Частотное регулирование компрессоров

При стандартном подходе к управлению компрессором скорость вращения электродвигателя не регулируется и зависит от частоты питающей сети, а так же от конструктивных особенностей двигателя (количества полюсов). Нагрузка на валу двигателя определяется произведением частоты вращения вала на крутящий момент. При постоянной скорости вращения, мощность двигателя определяется моментом нагрузки. В случае изменения скорости вращения, нагрузка на двигатель будет уменьшаться не только за счет снижения скорости, но и за счет уменьшения крутящего момента. Существует два вида нагрузки на двигатель: с постоянным и переменным моментом.

Каждый электрик должен знать:  Ток и плотность тока проводимости

Объемные компрессоры (например, винтовые, поршневые, ротационные, спиральные) относятся к устройствам с постоянные крутящим моментом. Это означает, что крутящее усилие, необходимое для поворота вала, постоянно, то есть не зависит от скорости вращения. Таким образом, мощность на валу определяется рабочими условиями (давлением) и способом управления производительностью, влияющими на крутящий момент. В общем, снижение скорости вращения на 50% приводит к пропорциональному уменьшению мощности на валу двигателя на 50%. (Рис. 1).

Главные причины использования преобразователей частоты

Использование преобразователей частоты для управления холодопроизводительностью обеспечивает высокую эффективность регулирования компрессоров, вентиляторов и насосов.


Использование преобразователей частоты для управления винтовыми компрессорами позволяет:

• снизить потери мощности, связанные с регулированием производительности с помощью золотникового механизма или дросселирующего клапанов.

• уменьшить износ, связанный с работой золотникового механизма.

• поддерживать давление всасывания на необходимом уровне. Во избежание чрезмерного износа при использовании золотникового механизма зачастую предусматривается широкая нейтральная зона.

• уменьшить размеры компрессора при сохранении необходимой мощности.

Для компрессоров, без средств регулирования производительности, изменение скорости вращения двигателя позволит исключить использование других малоэффективных методов управления (байпасирование, дросселирование и пр.).

Принцип работы преобразователя частоты с винтовым компрессором

Практически все винтовые компрессоры используют золотниковый клапан для разгрузки компрессора. Золотник перемещается по всей длине ротора, уменьшая длину области сжатия. Конструкция винтового компрессора показана на рис. 2. Несмотря на то, что данный метод управления обеспечивает бесступенчатую регулировку и достаточную степень управления давлением всасывания, в компрессоре возникают существенные потери мощности, связанные с работой золотниковым механизмом. При снижении нагрузки компрессора не происходит пропорционального уменьшение мощности (рис. 3).

В общем случае, эффективность работы компрессора при частичной нагрузке снижается по мере снижения давления всасывания или увеличения давления нагнетания. У компрессоров оборудованных экономайзером последний обычно отключается при снижении производительности ниже 75%. По этой причине, ниже 75% холодопроизводительности такие компрессоры работают с отключенным экономайзером.

По данным заводов-изготовителей, большинство винтовых компрессоров могут работать с пониженной до 50% скоростью вращения. Для обеспечения дальнейшего снижения производительности необходимо использовать золотниковый механизм. Сравнение эффективности двух способов регулирования производительности изображено на рис. 4. Наблюдается существенное повышение эффективности работы компрессора во всем диапазоне нагрузок.

Компрессор с преобразователем частоты показан на рис. 5.

На рис. 6 показана холодильная централь из нескольких компрессоров с преобразователем частоты, установленным на ведущем компрессоре. Все, кроме ведущего, имеют фиксированную скорость вращения.

Данный алгоритм управления основан на применении интеллектуальных частотных преобразователей VLT®. Этот тип частотных преобразователей может управлять холодильной централью, как с разомкнутым, так и с замкнутым контуром управления. Основной функцией интеллектуальных преобразователей частоты является подд3.е2ржание постоянного давления всасытания путем непрерывного регулирования скорости вращения ведущего компрессора.

Использование преобразователей частоты для управления скоростью вращения компрессора способствует росту COP (coefficient of performance, коэффициент полезного действия холодильной машины) системы и снижению энергопотребления. Сравнение эффективности различных способов регулирования производительности холодильных машин представлено на рис. 7.

Пример 1

Расчет экономии электроэнергии при использовании преобразователя частоты:

Управление в режиме «включения»/«выключения»

COP = 1,878 — Q0 = 10 кВт
W= Q0/C0P= 10 кВт/ 1,878 = 5,324 кВт
E = W x t/2= 5,324 кВт x 0.5 ч = 2,662 кВт•ч

Непрерывная работа

COP = 2,441 — Q0 = 5 кВт
W= Q0/C0P= 5 кВт/ 2,441 = 2,049 кВт
E = W x т = 2,049 кВт x 1 ч = 2,049 кВт•ч
Экономия:
( 2,662 — 2,049) кВт-ч = 0,613 кВт•ч
Снижение энергопотребления:
0,613 кВт-ч/ 2,662 кВт-ч * 100 % = 23%

На рис.8 приведены расчеты экономии электроэнергии при использовании преобразователя частоты.

Пример 2

Расчет экономического эффекта при управлении винтовыми компрессорами с помощью частотно-регулируемого привода по сравнению с управлением золотниковым механизмом. Винтовые компрессоры, используемые в холодильных системах, делятся на два типа:

a) с золотниковым механизмом для изменения производительности

b) без управления производительностью

Несмотря на то, что золотниковый механизм обеспечивает разумное управление давлением всасывания, определенная часть энергии затрачивается на управление золотником.

Из графика (рис. 10) видно, что метод использования золотника не обеспечивает пропорциональное снижение энергопотребления при снижении производительности. При производительности 60%, компрессор с золотником потребляет примерно 80% энергии от номинального. В то же время, при управлении преобразователем частоты: с производительностью 60%, потребление энергии составляет приблизительно 60% от номинального.

Наш опыт работы с клиентом в Канаде при использовании винтовых компрессоров Mycom позволил получить следующие результаты:

(*основано на реальных измерениях).

Полагая, что среднегодовая холодо-производительность составляет 80% от номинальной, режим работы — 20 часов в день, 365 дней в году, получим следующее сравнение энергопотребления при регулировании золотником и преобразователем частоты:

С золотником:
267 кВт x 365 x 20 часов = 1 949 100 кВт-ч С частотно-регулируемым приводом: Потребление энергии на 15% ниже = 1 656 735 кВт-ч Экономия: 292 365 кВт-ч
Экономия средств (при стоимости 0,1 Евро / кВт-ч) = 29 236,5 Евро
Средняя стоимость с установкой частотно-регулируемого привода 315 кВт = 29 500 Евро Период окупаемости: 1 год.

Определение полезной мощности, мощности на валу, коэффициента полезного действия насосной установки

Полезная мощность насоса – мощность, затрачиваемая им на сообще- ние жидкости энергии, равна произведению удельной энергии на массовый расход жидкости:

Nп– полезная мощность, Вт;

– плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3;

g – ускорение свободного падения, м/с2;

Q – подача насоса, м3/с;

H – напор насосной установки, м.

Мощность на валу насоса – мощность, потребляемая насосом или мощность, подводимая к насосу. Она больше полезной мощности вследствие потерь в самом насосе (гидравлические потери, утечки жидкости через неплотности, потери вследствие трения в подшипниках и т. п.), которые учитываются коэффициентом полезного действия (КПД) насоса:

Nв– мощность на валу насоса, Вт;

– коэффициент полезного действия насоса.

Величина КПД насоса характеризует совершенство конструкции и экономичность эксплуатации насоса, отражает относительные (по сравнению

с полезной мощностью

Nп) потери мощности в насосе и является произведе-

нием трех сомножителей:

Г– гидравлический КПД, учитывает потери напора при движении жид-

кости через насос, Г= H

HT – теоретический напор, м;

0– коэффициент подачи, или объемный КПД, учитывающий потери

подачи насоса (через зазоры, сальники и т.п.), 0 = Q QT ;

QT – теоретическая подача насоса;

М – механический КПД, характеризует потери мощности на меха-

ническое трение в насосе (в сальниках и т.п.).

Значение коэффициента полезного действия насоса зависит от про- изводительности насоса, его конструкции и степени износа. Для насосов большой производительности значение КПД выше и может составлять от 0,8 до 0,95. КПД поршневых насосов – от 0,8 до 0,9 – несколько больше, чем центробежных (от 0,6 до 0,8).

При выборе электродвигателя для насоса следует учитывать потери мощности из-за механических потерь в передаче от электродвигателя к насо- су и в самом электродвигателе. Их учитывают при помощи КПД передачи

и КПД двигателя

дв. Тогда мощность, потребляемая двигателем, опре-

деляется следующим образом:

Nдв– мощность двигателя, Вт;

пер– коэффициент полезного действия передачи;

– коэффициент полезного действия двигателя;

– коэффициент полезного действия насосной установки,

Установочную мощность двигателя рассчитывают с учетом перегрузки в момент пуска насоса. Она в зависимости от мощности двигателя, опреде-

ляемой по выражению (2.17), может превышать

3 КЛАССИФИКАЦИЯ НАСОСОВ

По принципу действия насосы подразделяют на объемные и динамиче-

В объемных насосах энергия и давление повышаются в результате вы-

теснения жидкости из замкнутого пространства телами, движущимися воз- вратно-поступательно или вращательно. В соответствии с этим по форме движения рабочих органов их подразделяют на возвратно-поступательные (поршневые, плунжерные, диафрагменные) и вращательные, или роторные (шестеренные, винтовые и др.).


В динамических насосах энергия и давление жидкости повышаются под действием центробежной силы, возникающей при вращении лопастных колес (например, в центробежных и осевых насосах), или сил трения (например, в струйных и вихревых насосах). Поэтому по виду силового действия на жид- кость динамические насосы подразделяют на лопастные и насосы трения.

Наиболее распространенными динамическими насосами являются лопастные. К данному виду насосов относятся центробежные и осевые. Работа этих насо- сов основана на общем принципе – силовом взаимодействии лопастей рабоче- го колеса с обтекающим их потоком перекачиваемой жидкости. Однако меха- низм этого взаимодействия у центробежных и осевых насосов различен, что, естественно, приводит к существенным различиям в их конструкциях и экс- плуатационных показателях.

Большое число конструкций насосов обусловлено многообразием задач транспортирования жидкостей, встречающихся в химической промышленно- сти. Например, требуемая подача насоса может в одном случае составлять не- сколько литров в час (т.е. дм3/ч), а в другом – несколько десятков кубических метров в секунду.

Динамические насосы

Центробежные насосы

Наиболее распространенными динамическими насосами являются цен- тробежные. Схема центробежного насоса представлена на рисунке 3.1. Ос- новным рабочим органом центробежного насоса является свободно враща- ющееся внутри спиралевидного (или улитообразного) корпуса 1 колесо 2, на- саженное на вал 9. Между дисками колеса, соединяя их в единую конструк- цию, находятся лопасти (лопатки) 3, плавно изогнутые в сторону, противо- положную направлению вращения колеса. Внутренние поверхности дисков и поверхности лопаток образуют так называемые межлопастные каналы коле- са, которые при работе насоса заполнены перекачиваемой жидкостью. Вса- сывание и нагнетание жидкости в центробежных насосах происходит равно- мерно и непрерывно под действием центробежной силы, возникающей при вращении колеса.

Рис. 3.1 – Центробежный насос:

1 – корпус; 2 – рабочее колесо; 3 – лопатки; 4 – линия для залива насоса перед пуском; 5 –всасывающий трубопровод; 6 – обратный клапан;

7 – фильтр; 8 – нагнетательный трубопровод; 9 – вал; 10 – сальник

При переходе жидкости из канала рабочего колеса 2 в корпус 1 проис- ходит резкое снижение скорости, в результате чего кинетическая энергия жидкости превращается в потенциальную энергию давления, т. е. происходит превращение скорости в давление, необходимое для подачи жидкости на за- данную высоту. При этом в центре колеса создается разрежение, и вследст- вие этого жидкость непрерывно поступает по всасывающему трубопроводу в корпус насоса, а затем в межлопастные каналы рабочего колеса. Если перед пуском центробежного насоса всасывающий трубопровод 5 и корпус 1 не за- литы жидкостью, то разрежения, возникающего в этом случае при вращении колеса, будет недостаточно для подъема жидкости в насос (вследствие зазо- ров между колесом и корпусом). Поэтому перед пуском центробежного насо- са его необходимо залить жидкостью с помощью линии 4. Для того чтобы при этом жидкость не выливалась из насоса, на всасывающем трубопроводе устанавливают обратный клапан 6. Герметизация насоса осуществляется с помощью сальника 10. Для отвода жидкости в корпусе насоса имеется рас- ширяющаяся спиралевидная камера; жидкость из рабочего колеса поступает сначала в эту камеру, а затем в нагнетательный трубопровод 8.

В насосах с одним рабочим колесом создаваемый напор ограничен и обычно не превышает 50-100 м столба жидкости. Для создания более высо- ких напоров применяют многоступенчатые насосы. В этих насосах перека- чиваемая жидкость проходит последовательно через ряд рабочих колес, на- саженных на общий вал. Создаваемый таким насосом напор ориентировочно равен напору одного колеса, умноженному на число колес. В зависимости от числа колес (ступеней) различают насосы двухступенчатые, трехступенчатые и т.д.

Центробежные насосы широко применяются практически во всех про- изводствах и технологиях, где необходимо перекачивать значительные объе- мы жидкостей при высоких давлениях нагнетания.

К основным преимуществам центробежных насосов можно отнести плавную и непрерывную подачу при достаточно высоких значениях коэффи- циента полезного действия, относительно простое устройство, а, следова- тельно, высокая надежность и долговечность, отсутствуют поверхности тре- ния клапанов, что создает возможности для перекачивания загрязненных жидкостей, непосредственное соединение с высокооборотными двигателями способствует компактности насосной установки и повышению ее КПД.

К недостаткам центробежных насосов относится ограниченность их применения в области малых производительностей и больших напоров.

Движение жидкости внутри рабочего колеса характеризуется абсолют- ной скоростью С. Эта скорость может быть представлена геометрической суммой двух скоростей: окружной и относительной. Окружная скорость U характеризует движение жидкости по окружности вместе с колесом, она на- правлена по касательной к окружности, то есть перпендикулярно радиусу ок- ружности. Относительная скорость W характеризует движение жидкости вдоль лопаток, направлена по касательной к лопатке. Графическое изображе- ние этих скоростей носит название параллелограмм скоростей. Рассмотрим

скорость жидкости на входе в рабочее колесо и на выходе из него. Построив параллелограмм скоростей, находим скорость C1 на входе жидкости в рабо- чее колесо, направленную под углом α1, и скорость C2 на выходе из колеса, направленную под углом α2(рисунок 3.2).

Рис. 3.2 – Параллелограмм скоростей

При движении жидкости внутри рабочего колеса ее абсолютная ско- рость увеличивается от C1 до C2. Увеличение энергии жидкости в колесе про- исходит вследствие силового воздействия лопаток на жидкость. Основное уравнение центробежного насоса устанавливает зависимость между теорети- ческим напором Нт, создаваемым колесом и скоростью движения жидкости в колесе. Это уравнение называется уравнением Эйлера:

Центробежные насосы, вентиляторы, компрессоры. Принцип действия и устройство. Уравнение Эйлера для центробежных нагнетателей, треугольники скоростей, развиваемый напор

Передача энергии потоку жидкости с вала центробежной машины осуществляется рабочим колесом с кривыми лопастями. Жидкость (газ), поступая в межлопастные каналы, вращается вокруг оси рабочего колеса, под влиянием центробежных сил перемещается к периферии колеса и выбрасывается в канал, окружающий колесо. Работа центробежных сил на пути от входа в межлопастных каналы до выхода из них приводит к увеличению энергии потока.

Каждый электрик должен знать:  Характеристика перехода тиристора в открытое состояние

Главными частями центробежного насоса являются:

рабочее колесо с изогнутыми лопатками, насаженное на валу. Бывают с односторонним поводом жидкости и двухсторонним. Материал – серый конструкционный чугун (малые насосы), легированная хромом саль (питательные насосы вакуумных деаэраторов для высокой температуры), белый чугун (для перекачки грунтошлакосмесей). Колёса больших размеров имеют ступицу большой длины, что затрудняет их точную посадку на вал, поэтому ступицу растачивают внутри на два диаметра: посадочный и облегчающий посадку, поверхность колёс должна быть с малой шероховатостью, чтобы уменьшить внутренние потери на трение.

вал,который при вращении подвергается действию больших поперечных сил, крутящего момента, собственного веса, веса деталей. Поэтому валы рассчитывают на критическую частоту вращения с 30 % запасом. Материал – углеродистая конструкционная сталь, специальная легированная сталь.

разгрузочный диск (гидравлическая пята) – для уравновешивания осевой силы.

1 – цилиндрическая втулка предохраняет вал от истирания сальниковой набивкой. В левый конец втулки 1 упирается торцовая поверхность разгрузочного диска 2, который стопорится от поворачивания на валу закладной шпонкой 3. В левый конец ступицы диска 2 упирается торец ступицы третьего рабочего колеса 4, которое крепится на валу закладной шпонкой 5. Рабочие колёса отделяются друг от друга дистанционными втулками 6. К ступице первого рабочего колеса примыкает левая предохранительная втулка 7.

— подшипники шариковые с подпятниками (насосы малой мощности, смазка маслом), роликовые (насосы средней мощности), скользящего трения (крупные насосы).

— соединительные муфтыдля соединения валов насосов с валами двигателя.

— корпус спиральной формы, изолирующий колесо от внешней среды. Корпус насоса имеет патрубок для присоединения к всасывающему трубопроводу и патрубок к нагнетательному трубопроводу. Отверстия в корпусе, через которые пропускается вал, снабжаются сальниками. В некоторых конструкциях центробежных насосов на выходе из колеса установлен направляющий аппарат — это лопатки отогнутые в сторону, противоположную направлению выхода воды из лопаток колеса — назначение его направлять жидкость в спиральную камеру. Корпус может быть секционным, что создаёт возможность создания из одинаковых секций насосов различных давлений, но усложняет монтаж и доступ к рабочим колёсам для осмотра; может быть с горизонтальным разъёмом.

Центробежные насосы различают:

1) по числу колёс: одноколёсные (одноступенчатые);многоколёсные(многоступенчатые).

2) по создаваемому давлению: — низконапорные до 0,2мПа,

— средненапорные до 0,6мПа, — высоконапорные свыше 0,6мПа.

3) по способу подвода жидкости к колесу: 1 и 2.

4) по способу разъёма корпуса.

5) по расположению вала.

6) по способу отвода жидкости.

7) по способу соединения с двигателем.

8) по назначению.

Центробежные вентиляторы работают по тому же принципу, что и центробежные насосы. Это машины для перемещения газов и смесей газов с мелкими твёрдыми материалами, со степенью повышения давления не более 1,15 при плотности потока 1,2 кг/м 3 . Применяются для подачи воздуха в топочные камеры, перемещения топливных смесей, отсоса и транспортировки дымовых газов.

Рабочее колесо вентилятора состоит из литой ступицы 1, жёстко сопряжённой с основным диском 2. Рабочие лопатки крепятся к основному диску 2 и к переднему диску 4, обеспечивающему необходимую жесткость лопастной решётки 5. Корпус 6 крепится к станине 9, на которой располагаются подшипники 10,несущие вал с колесом; 7 и 8 – фланцы крепления всасывающей и напорной труб. 11 – шкив привода вентилятора.

Вентиляторы подразделяют: низкого давления до 1000 Па; среднего давления до 3000 Па; высокого давления более 3000 Па.

Вентиляторы классифицируются по назначению и быстроходности.

Напор, развиваемый вентилятором: , где

— избыточное статическое давление, Па;

ρв, ρг – плотность воздуха и газов, кг/м 3 ;

hW — потери напора, м;

Давление, развиваемое вентилятором:

Полезная мощность вентилятора: , кВт, где

Р -давление, н/м 2 =Па;

Q-объёмная подача,м 3 /с.

Центробежные компрессоры: схема действия такая же как у центробежного насоса. Центробежный компрессор состоит из нескольких центробежных колёс, закреплённых на одном валу. Во избежание обратного расширения сжатого воздуха при переходе его от колеса к колесу, последующие колёса выполняются меньшей ширины или меньшего диаметра. Воздух, всасываемый в компрессор, поступает от одного колеса к другому, постепенно сжимается. Степень сжатия в одном колесе невелика: Р2 =1,2 — 1,3 (может достигать 1,5 -5-1,8). Для увеличения давления на выходе из машины и уменьшения Р1 потерь в газопроводе на выходе из каждого колеса устанавливают направляющие аппараты. Число ступеней колеблется от 3 до 7. Для уменьшения мощности на привод компрессора, нагретый воздух охлаждают между ступенями и на выходе из компрессора. Напор, развиваемый рабочим колесом, центробежной машины зависит от скорости потока, проходящего через рабочее колесо, и от размеров его.

Уравнение Эйлера (1754г.) при бесконечном числе лопастей центробежных нагнетателей:

Энергия, передаваемая жидкости (газу) рабочим колесом, определяется абсолютной υ, относительной w и окружной u скоростей на входе выходе из межлопастных каналов.

Угол между векторами окружной и абсолютной скоростей угол α, угол между векторами относительной и обратным окружной скоростей угол β.

Абсолютная скорость равна сумме векторов окружной и относительной скоростей:

υ- абсолютные средние скорости на входе и выходе межлопастных каналов;

u – окружные скорости; u=ω∙R.

Действительный напор, создаваемый колесом, меньше теоретического, при бесконечном количестве лопастей:

— некоторое количество энергии, получаемой жидкостью в рабочем колесе, затрачивается на преодоление гидравлических сопротивлений в проточной части. Эти потери учитываются гидравлическим кпд: ;

— в действительности картина течения отклоняется от предполагаемой струйной при бесконечном количестве лопастей, что учитывается введением поправочного коэффициентаεZ .

Действительный напор можно снять с одного рабочего колеса:

ηг гидравлический кпд, η=0,8-0,96;

ψ — опытный коэффициент, зависящий от угла β2;

ψ = 0,92÷1,4 – насосы, компрессоры с лопастями, изогнутыми назад;

ψ = 0,92÷1,1 – насосы, компрессоры с лопастями, изогнутыми вперёд;

ψ = 0,8÷1,2 – турбогазодувки, компрессоры;

ψ = 1,4÷2,3 – вентиляторы с лопастями, изогнутыми вперёд.

№3

Дата добавления: 2015-04-19 ; просмотров: 873 . Нарушение авторских прав

Расчет мощности электродвигателей поршневых компрессоров


Мощность (кВт) ЭД, необходимая для привода поршневого компрессора

где kз – коэффициент запаса ( 1,1. 1,2 ); Q – подача компрессора, м 3 / с ( кубиче-

ский метр в секунду ); В – работа, которая затрачивается на сжатие 1м 3 воздуха до

необходимого рабочего давления, Дж / м 3 ( см. таблицу ниже ); ηп — коэффициент полезного действия передачи; ηк — коэффициент полезного действия компрессора.

Работа, которая затрачивается на сжатие 1м 3 воздуха

Конечное давление Р , МПа Работа на сжатие В, Дж / м 3
0,2 716 00
0,3 117 300
0,4 152 200
0,5 179 000
0,6 203 000
0,7 224 000
0,8 242 000
0,9 263 000
1,0 273 000

Пример 3.

Рассчитать мощность электродвигателя поршневого компресора по таким исход-

Q = 10 м 3 / мин; Р = 0,8 МПа, ηп = 0,9, ηк = 0,7. Значение коэффициент запаса kз принять самлстоятельно.

Решение

1. В соответствии с таблицей1, для давления Р = 0,8 МПа работа В = 242 000 Дж / м 3

2. Принимаю коэффициент запаса kз = 1,2

3. Мощность электродвигателя компрессора

Р = kз Q В / ( 1000ηпηк ) = 1,2*10*242 000 / ( 1000*0,7*0,9*60 ) = 76,8 кВт,

где 60 — коэффициент перевода подачи из м 3 / мин ( минуту ) в м 3 / с ( секунду ).

Требования Правил Регистра к электроприводам насосов и ветиляторов

Требования к электроприводам насосов

Электродвигатели топливных и маслоперекачивающих насосов должны иметь дистанционные отключающие устройства, расположенные вне машинного отделения и вне помещений этих насосов, но в непосредственной близости от выхода из этих помеще

Выбор системы электропривода насосов

Насосы относятся к числу механизмов с продолжительным режимом работы и постоянной нагрузкой. При отсутствии электрического регулирования скорости в насосных агрегатах небольшой мощности обычно применяют асинхронные двигатели с короткозамкнутым ротором, питаемые от сети 380 В. Для привода насосов мощностью свыше 100кВт устанавливают асинхронные и синхронные двигатели на 6 и 10 кВ с прямым пуском, т.е. с включением на полное напряжение сети.

Двигатели поршневых насосов соединяются с валом насоса через замедляющую передачу (клиноременную или зубчатую), поскольку поршневые насосы являются тихоходными механизмами. Центробежные насосы в большинстве случаев выполняются быстроходными, поэтому их приводные двигатели имеют высокую угловую скорость (щ0 = 150 — 300 рад/с) и соединяются с валом насоса непосредственно.

Для центробежного насоса особо важен правильный выбор угловой скорости двигателя, т. к. производительность насоса (Q), создаваемый им напор (Н), момент (М) и мощность (Р) на валу двигателя зависят от угловой скорости щ. Для одного и того же насоса значение Q1, Н1, М1 и Р1 при скорости щ1 связаны со значением Q2, Н2, М2 и Р2 при скорости щ2 соотношениями:

Эксплуатационные свойства механизмов центробежного типа (насосов, компрессоров, вентиляторов) определяются зависимостью напора Н (давление жидкости или газа на выходе механизмов) от производительности Q при различных угловых скоростях щ механизма. Эти зависимости, называемые Q — H-характеристиками, обычно приводятся в виде графиков в каталогах для каждого механизма.

Для того, чтобы определить параметры Н и Q насоса, необходимо знать Q — Н-характеристику магистрали, на которую будет работать насос. Пересечение характеристик насоса и магистрали дает значение Н и Q, т.е. определяет режим работы механизма при различных скоростях его рабочего колеса. Полный напор в системе складывается из статического Нс и динамического Ндин напоров, при этом вторая составляющая напора пропорциональна квадрату скорости либо квадрату производительности насоса:

Н = Нс + Ндин = Нс + сQ2.

В системе с преобладанием статического напора при незначительном изменении скорости двигателя от щ1 = щном до щ3 характеристика насоса не пересекается с характеристикой системы. Это значит, что насос перестает подавать жидкость в систему. Такое положение может иметь место при асинхронном приводе насоса, когда снижение напряжения сети (Uc) обуславливает уменьшение скорости двигателя. Что может вызвать остановку насоса.

Если в системе преобладает динамический напор, то снижение Uc не приводит к остановке асинхронного двигателя, однако производительность насоса уменьшается. При синхронном приводе насоса снижение Uc не изменяет скорости двигателя, и подача жидкости в систему не прекращается, но оно вызывает увеличение угла отставания и ротора от статора и уменьшение Ммакс синхронного двигателя; при значительном снижении Uc двигатель выпадает из синхронизма и останавливается.

Производительность компрессора и мощность двигателя для него

Производительность компрессора, под которой понимается соответствующей действительности подаваемый им объем воздуха, перечисленный на условия всасывания, можно определить относительно поршневого компрессора по размерам цилиндра I ступени сжатия.

Производительность (м 3 /мин), отнесенная к условиям всасывания (при давлении и температуре воздуха в всасывающем патрубке), компрессора:

(125)

(126)

где αп— коэффициент подачи компрессора; D-внутренний диаметр цилиндра, г; S — ход поршня, г;

d диаметр штока поршня, м²,п частота обращения вала компрессора, об/мин.

Так как разные компрессоры работают в условиях разных давлений и температур всасываемого воздуха, то для сравнения компрессоров по производительности необходимо выходить из одинаковых условий. За такие условия, называемые нормальными, принятые давление ро = 0,1013 МПа и температура То= 273 КР. Производительность компрессора при этих условиях получила название производительности Vнор отнесенной к нормальным условиям.

Производительность компрессора, отнесенная к нормальным условиям всасывания, находится на основании характеристического уравнения для нормальной и соответствующей действительности условий всасывания (при соответствующей действительности условиях — давление р, температура Гдд)

Мощность двигателя для компрессора определится на основании:

1) теоретической работы, затрачиваемой при изотермическом или адиабатном сжатии;

2) индикаторной диаграммы, снятой при испытании поршневого компрессора.

При определении мощности двигателя компрессора по первому способу можно использовать теоретическую работу при изотермическом сжатии. Однако в меру увеличения степени повышение давления выходят значительные расхождения между мощностью при изотермическом сжатии и соответствующей действительности мощности. Поэтому для расчета лучшее принять теоретическую работу, затрачиваемую в компрессоре при адиабатном сжатии, так как при этом процессе расхождения между теоретической и соответствующей действительности мощностями менее зависит от степени повышения давления.

Если теоретическую работу при одном ли другому процессе сжатия Lк (Дж) отнести к 1 м 3 воздуху, то теоретическая мощность компрессора N (квт) при его производительности Vмин (м 3 /мин) выразится формулой

(128)

Индикаторная мощность компрессора, то есть соответствующей действительности мощность, которая развивается в цилиндре компрессора,

(129)

где — индикаторный к.п. д. компрессора, который учитывает потери, связанные с отклонением соответствующей действительности процесса компрессора от теоретических.

(130)

где = 0,85. 0. …0,95—механический к.п. д. компрессора, который учитывает механические сопротивления от поршня к валу компрессора включительно.

Мощность двигателя компрессора при отсутствии передачи между валами компрессора и двигателя определяется по формуле (130), а при ее наличии в знаменатель выражения (130) подставляется к.п. д. передачи .

Значение индикаторного к.п. д. компрессора при расчетах по изотермическому сжатию С = 0,75. …0,85и при расчетах по адиабатному сжатию = 0,9. …0,94

Полный к.п. д. компрессора

(131)

Если при определении N принималась теоретическая работа процесса с изотермическим сжатием, то полный к.п.д. называется изотермической к.п. д. компрессора и представляет собой отношение теоретической мощности при изотермическом сжатии к мощности компрессора, то есть

(132)

Адиабатный к.п. д. компрессора

(133)

Определение мощности двигателя компрессора по второму способу вырабатывается по снятой индикаторной диаграмме (рис. 92, а), площадь которой находится с помощью или планиметра приблизительно распределением этой площади на элементарные площадки.

Высота hИ прямоугольника, равновеликого площади FИиндикаторной диаграммы длиной lИ,

(134)

Средний индикаторное давление при масштабе (мм/Па) пружины индикатора

(135)

Индикаторная мощность Ni (квт) для одноступенчатого компрессора одностороннего действия при площади F (м 2 ), походке S (м) поршня и частоте обращения n (про/мин)

Рис. 92. Определение среднего индикаторного давления

(136)

для одноступенчатого компрессора двустороннего действия

(137)

где F1 и F2 — площади рабочих поверхностей поршня компрессора.

Индикаторная мощность многоступенчатого компрессора определяется как сумма индикаторных мощностей всех ступеней.

При другом способе определения hИ длину индикаторной диаграммы разделяют на десять равных частей и из точек распределения проводят перпендикуляры (рис. 92, б). Кроме того, проводят перпендикуляры hи h10 на расстояниях 1/4bот концов диаграммы, тогда

(138)

Дата добавления: 2015-07-10 ; просмотров: 3281 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Добавить комментарий