Баланс мощности в гидромашинах.
Схема на рис. 2.11 иллюстрирует баланс мощности в насосах любого принципа действия и наз-начения.
В насосах подводимая мощность трансформируется из механической в гидравлическую. В результате преобразования мощность на выходе машины меньше, чем на входе, так как любое преобразование мощности (энергии) соп-ровождается потерями.
Рис. 2.11. Баланс мощности в гидромашинах
Все потери в насосах разделяют на меха-нические, гидравлические и объемные.
Механические потери – вызваны механи-ческим трением в подшипиках, уплотне-ниях валов, уплотнениях поршней и т.д.
Мощность механических потерь определяется выражением: Nмех = Мтр·ω, (2.1)
где Мтр – приведенный к валу насоса момент от сил трения (Н·м), ω – угловая скорость враще-ния его вала (рад/с).
Мощность, оставшаяся за вычетом механических потерь, отнесенная к подводимой мощнос-ти, дает механический к. п. д. насоса:
(2.2)
Механические потери, как правило, не значительны, так как трущиеся поверхности находятся в условиях смазки.
Механический к. п. д. насоса показывает долю механических потерь в общем объеме подводи-мой мощности – 2…5%.
Объемные потери – обусловлены утечками жидкости.
Внешние утечки – за пределы корпуса насоса в основном по валу через уплотнение или в кор-пус, а затем в дренаж.
|
|
Внутренние утечки происходят внутри насоса из области высокого в область низкого давления или во всасывающую полость.
Мощность объемных потерь определяется выражением:
Nоб = qΔР, (2.3)
где q – суммарные утечки жидкости в насосе (м3/с), ΔР – перепад давлений в полостях насоса с высоким и низким давлением.
Мощность, оставшаяся за вычетом мощности объемных потерь, отнесенная к подводимой мощности, дает объемный к. п. д.:
(2.4)
Объемные потери не велики в насосах объемного действия (ηоб = 0,9…0,98), но в динамических насосах (особенно в вихревых) они могут быть значительными и их объемный к. п. д. равен ηоб = 0,5…0,8.
Объемный к. п. д насоса показывает долю объемных потерь в общем объеме подводимой мощ-ности.
Объемный к. п. д. можно рассчитать по формуле:
где QФ – фактическая подача насоса (за вычетом утечек):
QФ = QТ – q,
QТ – теоретическая подача (расход идеального насоса, в котором утечек нет).
|
|
Тогда: ηоб = QФ/QТ = (QТ – q)/QТ, (2.5)
т. е. объемный к. п. д определяется отношением фактического расхода к теоретическому.
Гидравлические потери – это потери мощности на гидравлических сопротивлениях в подводя-щих и отводящих каналах, внутри рабочих камер насоса (трение о стенки, в слоях жидкости, в завихрениях) и т. д.
Мощность гидравлических потерь в общем виде может быть записана в виде:
Nг = f (v, Re, λТ, ζ) (2.6)
Мощность, оставшаяся за вычетом мощности гидравлических потерь, отнесенная к подводи-мой мощности, дает гидравлический к. п. д:
(2.7)
Полный к. п. д насоса определяется выражением: (2.8)
а отношение входной и выходной мощностей определяет полный к. п. д насоса:
η = Nвых/Nвх. (2.9)
|
|
2.3. Основные параметры насосных установок.
Рассмотрим схему насосной установки, применимую к насосам любого вида. Элементы установки: насос, два патрубка – входной (сеч. 1-1) и выходной (сеч. 2-2), всасывающий и напорный трубопровод, баки.
Геометрический напор Нст (м), это разность отметок в верхнем zв.б и нижнем zн.б баках, относительно плоскости сравнения 0-0, т. е. высота, на которую насос поднимает жидкость:
Нст = zв.б – zн.б. (2.10)
Рис. 2.12. Схема насосной установки
Если жидкость подается в герметичный бак, где поддерживается избыточное давление р (Па), то геометрический напор равен:
Нст = zв.б – zн.б + р /ρg,
где ρ – плотность жидкости (кг/м3).
Напор насоса Н равен разности удельных энергий жидкости в выходном е2 и во входном е1 патрубках (сечениях 1-1 и 2-2): Н = е2 – е1. (2.11)
Удельная энергия жидкости определяется полным напором:
е = z + р /ρg + v2/2g (2.12)
|
|
и имеет размерность м.
Размерность трехчлена: (н/м2) / (кг/м3) (м/с2). То, что выделено красным можно после сокра-щения на м2 записать так: н·м = Дж. Это энергия. То, что выделено синим – это сила (вес) – Н = кг·м/с2. Таким образом, мы имеем отношение энергии к силе: Дж / Н. Следовательно трехчлен (2.12) – это удельная энергия жидкости (энергия отнесенная к 1 Н веса жидкости).
На рис. 2.12 НS – геометрическая высота всасывания: НS = z1 = z2,
где z1 и z2 – геометрическая высота сечений 1-1 и 2-2 над плоскостью сравнения 0-0.
Исходя из выражения (2.12) удельные энергии жидкости в сечениях 1-1 и 2-2 равны:
е2 = НS + р2 /ρg + v22/2g, (2.13)
е1 = НS + р1 /ρg + v12/2g. (2.14)
Для определения напора насоса нужно найти давления в его входном и выходном патрубках.
Запишемуравнение Бернулли для сечений 0-0 и 1-1: 0 = НS + р1 /ρg + v12/2g + hвс, (2.15)
где р1 /ρg – пьезометрическая высота, соответствующая давлению во входном сечении 1-1,
v12/2g – скоростной напор, hвс – гидравлические потери во всасывающем трубопроводе.
Из (2.15) находим: р1/ρg = – (НS + v12 /2g + hвс). (2.16)
Получили, что р1 /ρg < 0. Это указывает на наличие в сечении 1-1 некоторого вакуума (разря-жения) НВ: НВ = НS + v12 /2g + hвс. (2.17)
НВ – вакуумметрическая высота всасывания насоса, ограниченная неравенством:
НВ < ра / ρg. (2.18)
На уровне моря ра = 101325 Па, поэтому для воды: НВ < 101325 / 1000·9,81 = 10,3 м.
Из (2.17) геометрическая высота равна: НS = НВ – v12/2g – hвс.
Из-за скоростного напора и гидравлических потерь во всасывающем трубопроводе, геометри-ческая высота всасывания будет меньше, чем 10,3 м. (для холодной пресной воды НS ≈ 8 м).
Запишем уравнение Бернулли для сечения 2-2 и свободной поверхности жидкости в верхнем баке. Плоскость сравнения 0-0 сохраним на отметке НБ:
НS + р2 /ρg + v22 /2g = Нст + hн, (2.20)
где hн – гидравлические потери в напорном трубопроводе.
Искомое давление будет равно: р2 /ρg = Нст – НS – v22 /2g + hн. (2.21)
Пьезометрические напоры р1 /ρg и р2 /ρg показаны на гидравлической схеме установки.
Исходя из (2.13 и 2.14): е2 = НS + р2 /ρg + v22 /2g,
е1 = НS + р1 /ρg + v12 /2g.
находим удельные энергии:
е2 = (Нст – НS – v22 /2g + hн) + НS + v22 /2g. (2.22)
е1 = – (НS + v12 /2g + hвс) + НS + v12 /2g, (2.23)
Тогда напор насоса по (2.11) будет равен:
Н = Нст – НS – v22 /2g + hн + НS + v22 /2g + НS + v12 /2g + hвс – НS – v12 /2g = Нст+ hн + hвс. (2.24)
Из формулы (2.24) следует, что напор насоса равен сумме геометрического напора и гидравли-ческих потерь в трубопроводной сети (hпот = hн + hвс).
Гидравлические потери определяются по формуле: (2.25)
где ζ – коэффициент местного сопротивления, λ – коэффициент Дарси, отражающий потери на трение по длине трубопровода, l – длина трубопровода, d – его внутренний диаметр, Q – рас-ход жидкости (или подача насоса).
Другая форма записи для гидравлических потерь: hпот = к·Q2, (2.26)
где к – сопротивление трубопроводной сети, равное:
(2.27)
Окончательно получаем другое выражение для напора насоса, необходимого для обеспечения подачи Q на данную трубопроводную сеть: Н = Нст + к·Q2. (2.28)
Мощность насоса.
Кинематическим параметром, характеризующим работу насоса, является подача Q – объем жидкости, подаваемый насосом в единицу времени (м3/с, л/с или м3/час).
Полезная (гидравлическая или выходная), мощность, сообщаемая насосом жидкости равна (Вт): Nг = ρgQН. (2.29)
Мощность, необходимая приводу насоса определяется с учетом полного к. п. д. насоса в соот-ветствии с формулой (2.9): Nпр = ρgQН / η. (2.30)
ρgН = P. Поэтому: Nпр = РQ / η.
Характеристика трубопроводной сети и фактическая подача насоса.
При анализе работы насосной установки получено выражение напора в форме (2.28). Это ха-рактеристика сети или трубопровода, которая в поле координат Q – Н представляется парабо-лой, выходящей из точки Нс = Нст при Q = 0, рис. 2.13-а.
а б
Рис. 2.13. Характеристики трубопроводной сети
Коэффициент сопротивления для данного трубопровода сохраняет постоянное значение и мо-жет быть вычислен по формуле:
(2.31)
В которой li и di – длина и диаметр участков трубопровода, ζi и λi – коэффициенты местных сопротивлений и путевых потерь (по длине) на участках трубопровода.
Характеристика трубопровода может быть представлена крутой параболой, выходящей почти из начала координат, если напор Нст мал, а основной напор затрачивается на преодоление потерь (рис. 2.13-б, кривая Нс1). Или в виде пологой параболы, когда гидравлические потери в трубопроводе малы, а основной напор затрачивается на подъем жидкости (рис. 2.13-б, кривая Нс2).
Как будет показано ниже, зависимость напора от расхода лопастного насоса имеет падающую характеристику, рис. 2.14, кривая Н.
Рис. 2.14. К определению фактического ре-
жима работы насоса
Напор насоса Н зависит от подачи Q, поэтому нельзя заранее сказать, какая будет подача при его работе на трубопроводную сеть.
Фактическая подача Qф определяется точкой пересечения двух характеристик:
насоса Н – Q и трубопроводной сети Нс – Q, точка А - это рабочая (режимная) точка системы насос – трубопровод.
Этот режим позволяет найти фактический напор Нф, к. п. д. насоса и требуемую мощность.
Изменение характеристики трубопроводной сети, например, за счет изменения коэффициентов
местного сопротивление (открытие вентилей, задвижек и т. д.), будет приводить к изменению фактической подачи Qф. т. е. рабочая точка в реальных системах изменяет свое положение (А1, А2 и т. д).
Что бы правильно подобрать насос, надо знать в каких пределах будет изменяться характерис-тика трубопроводной сети. Сочетание напора и подачи насоса, соответствующее максималь-ному значению его к. п. д, должно находиться в пределах от А1 до А2.
Дата добавления: 2018-05-12; просмотров: 800; Мы поможем в написании вашей работы! |
Мы поможем в написании ваших работ!