на другую частоту вращения

 

Предположим, что имеется характеристика насоса при частоте вращения п₁, а двигатель этого насоса работает при частоте вра­щения п ₂, отличной от n₁. Для того чтобы судить об эксплуатацион­ных свойствах насоса, необходимо иметь его характеристику при той частоте вращения п₂, при которой он фактически будет работать. Эту характеристику можно получить путем пересчета имеющейся характе­ристики на новую частоту врашения п ₂по формулам (5.40) - (5.42) и (5.39). Для этого задаются рядом зна­чений додач Q₁ и по имеющейся характеристике на­соса находят соответствующий им напор Н₁, мощ­ность N₁ и КПД η₁ (рис. 5.21, стр. 235). Подставив найден­ные для частот вращения п₁ величины Q₁, Н₁, N₁ и η₁ в уравнения (5.40)— (5.42) и (5.39), получают значения подачи Q₂, напо­ра Н ₂, мощности N₂ и КПД η₂, которые явля­ются координатами точек характеристики насоса при частоте вращения п ₂. По этим координатам строят на характеристике ряд точек, соединив которые плавными кривыми, получают искомую характеристику насоса при частоте вращения п₂.

Рис. 5.21. Пересчет характеристики насоса на другую частоту вращения

Найдем в координатах Q – Н геометрическое место точек режимов, подобных режиму, который определяется точкой 1 (рис. 5.22, стр. 236). Для этого, подставив координаты Q ₁ и Н₁ точки 1 в уравнения (5.40) и (5.41), определим папор и подачу при различных значениях частоты вращения. В результате найдем ряд точек: 2, 3, 4,..., – соединив кото­рые плавной линией, получим кривую подобных режимов работы на­соса. Покажем, что эта кривая представляет квадратичную параболу с вершиной в начале координат. Для этого подставим в уравнение (5.41) значения п₁/п₂, найденные из уравнения (5.40),

Н₁/Н₂=(n₁/n₂)²=(Q₁/Q₂)²,

или

.

Следовательно, уравнение кривой подобных режимов имеет вид

H = sQ². (5.43)

Рис. 5.22. Кривые подобных режи­мов

Рис. 5.23. К определению час­тоты вращения, при которой характеристика проходит через заданную режимную точку

 

 

Для подобных режимов гидравлический и объемный КПД с достаточной степенью точности можно считать одинаковыми. Следовательно, кривые подоб­ных режимов являются также кривыми равных объемных и гидравлических КПД насоса. Механический КПД для подобных режимов не остается постоян­ным, поскольку механические потери складываются из потерь как на диско­вое трение, так и на трение в уплотнениях вала и подшипниках. При возрастании частоты вращения мощность дискового трения увеличивается пропорцио­нально гидравлической мощности (или частоте вращения в третьей степени), потери же на трение в уплотнениях вала и подшипниках растут вначительно медленнее, чем гидравлическая мощность. В результате при увеличении частоты вращения роль потерь на трение в уплотнениях вала и подшипниках в балансе энергии уменьшается, что приводит к увеличению механического и, следова­тельно, общего КПД.

Предположим, что от насоса требуется получить подачу Q₂ при наноре Н₂ и что режимная точка 2 с координатами Q ₂ и Н₂ не лежит на характеристике насоса, полученной при частоте вращения n₁ (рис. 5.23). Надо определить такую частоту вращения, при которой насос сможет обеспечить заданный режим работы, другими словами, определить такую частоту вращения n₂, при которой кривая напо­ров Н = f (Q) характеристики пройдет через заданную точку 2 с ко­ординатами Q ₂ и Н₂.

Искомую частоту вращения п₂ можно определить, используя фор­мулы (5.40) и (5.41) пересчета. Поскольку они справедливы только для подобных режимов, то для того чтобы можно было ими восполь­зоваться, необходимо найти такой режим (Q ₁, Н₁) работы насоса при частоте вращения п₁, который был бы подобен заданному режиму (Q₂, Н₂). Выше было показано, что подобные режимы работы насоса лежат на параболе подобных режимов Н = sQ². Этому уравнению должны удовлетворять координаты заданной точки 2 и искомой точки 1. Положение точки 1 находим графическим путем. Для этого прово­дим через заданную точку 2 параболу подобных режимов. Пересе­чение параболы с кривой напоров Н = f (Q) при частоте вращения п₁ дает режимную точку 1 с координатами Q ₁ и Н₁. Так как точки 1 и 2 лежат на одной и той же параболе подобных режимов, то режимы 1 и 2 подобны и для них справедливы формулы.

В этих формулах неизвестна только частота вращения п₂, которую можно определить по любому из уравнений.

 

5.2.3. Коэффициент быстроходности

Выше было указано, что в настоящее время широко применяется проектирование нового насоса путем пересчета по формулам подобия размеров существующего насоса. Для того чтобы воспользоваться этим методом, следует выбрать среди всего многообразия существую­щих насосов, имеющих высокие технико-экономические показатели, такой насос, у которого режим, подобный заданному режиму работы проектируемого насоса, был бы близок к оптимальному. Для этого необходимо найти параметр, который служил бы критерием подобия и, следовательно, был бы одинаков для всех подобных насосов. Опре­делив по заданным Н, Q и n проектируемого насоса этот критерий по­добия и сравнив его с критериями подобия имеющихся конструкций, получим возможность подобрать необходимый насос.

В предыдущем параграфе было выяснено, что для подобных насо­сов, работающих на подобных режимах, справедливы уравнения.

Q₁/Q₂ = (n₁/n₂)(L₁/L₂)³ и Н₁/Н₂ = [ n₁ L₁/(L₂n₂)] ².

Эти уравнения можно записать иначе:

(5.44)

(5.45)

Величины q и h одинаковы для подобных насосов, работающих в подобных режимах, и, следовательно, являются критериями по­добия. Однако они не могут быть определены для проектируемого насоса, так как неизвестен его размер L.

Для того чтобы исключить из уравнений (5.44) и (5.45) линейный размер L, возведем правую и левую части уравнения (5.44) во вто­рую степень, а уравнения (5.45) — в третью и разделим уравнения одно на другое:

или

. (5.46)

Как параметры q и h, так и п_y одинаковы для геометрически подобных насосов при работе их на подобных режимах независимо от плотности перемещаемой жидкости. Следовательно, параметр п_у является искомым критерием подобия. Его можно назвать удельной частотой вращения.

В насосостроении большее распространение получил параметр п_s, называемый коэффициентом быстроходности и в 3,65 раза больший удельной частоты вращения:

. (5.47)

Коэффициент 3,65 не изменяет физического смысла n_s, который, так же как и п₇, является критерием (признаком) подобия насосов. Его происхождение историческое.

Входящие в уравнения (5.46) и (5.47) величины имеют следующие размерности: Q в м³/с, Н в м, п в об/мин.

Если насос, геометрически подобный данному, при подаче Q = 0,075 м³/с имеет напор 1 м, то согласно уравнению (5.47) его коэффициент быстроходности п₃ равен частоте вращения насоса. Действительно

.

На этом основании часто коэффициентом быстроходности называют ча­стоту вращения насоса, геометрически подобного данному, который при напоре 1 м подает 0,075 м³/с жидкости.

Коэффициент быстроходности различен для разных режимов ра­боты насоса. Назовем коэффициент быстроходности, определенный для оптимального режима, т. е. для режима, соответствующего мак­симальному значению КПД, коэффициентом быстроходности на­соса. Если насосы геометрически подобны, то коэффициенты быстро­ходности у них одинаковы. Следовательно, равенство коэффициен­тов быстроходности является необходимым признаком подобия насо­сов. Поскольку на заданные значения параметров п, Q_onт и Н_опт и, следовательно, для заданного значения коэффициента быстроход­ности можно сконструировать насосы с разными соотношениями раз­меров, равенство коэффициентов быстроходности не является доста­точным признаком геометрического подобия насосов. Однако прак­тикой установлены для каждого коэффициента быстроходности соот­ношения размеров насоса, обеспечивающие оптимальные технико-экономические показатели. Если ограничиться лишь этими, чаще всего применяющимися в насосах соотношениями размеров, то равенство коэффициентов быстроходности становится не только необходимым, но и в известной степени достаточным признаком (кри­терием) геометрического подобия насосов.

В зависимости от коэффициента быстроходности рабочие колеса лопастных насосов можно разделить на следующие разновидности (табл. 5.1).

1. Центробежные. Центробежные насосы бывают тихоходными и нормальными. Тихоходные насосы имеют малый коэффици­ент быстроходности (n_s = 50 ÷ 90). Из уравнения (5.47) следует, что при постоянной подаче и частоте вращения (чему соответствует постоянный диаметр горловины рабочего колеса D_o)коэффициент быстроходности тем меньше, чем больше напор. Чтобы получить большой напор, необходимо иметь большой диаметр D₂ рабочего колеса, поэтому тихоходные рабочие колеса имеют большое отно­шение D₂/D₀ диаметров, доходящее до трех. Лопатки рабочего ко­леса обычно имеют простую цилиндрическую форму с образующей цилиндра, параллельной оси насоса.

Нормальными являются колеса, имеющие п_а = 80 ÷ 300. Увеличение быстроходности, связанное с уменьшением на­пора, ведет к уменьшению выходного диаметра рабочего колеса (D₂/D₀ = 2,5 ÷ 1,4). Для уменьшения гидравлических потерь на входе в рабочее колесо, значение которых в общем балансе энергии возрастает по мере уменьшения напора насоса, входной участок лопаток выполняется двойной кривизны. Выходной участок имеет цилиндрическую форму.

2. Полуосевые (n_s = 250 ÷ 500; D₂/D_o = 1,4 ÷ 0,9). Уменьшить отношение D₂/D₀ до значения, близкого или меньшего единицы, можно только в том случае, если выходную кромку лопаток накло­нить к оси. Кроме того, наклон выходной кромки обеспечивает более плавную форму лопатки, что уменьшает гидравлические по­тери в рабочем колесе. Чтобы получить на разных струйках, имею­щих разный диаметр выхода, одинаковый напор, приходится лопатку выполнять двойной кривизны не только на входе, но и на выходе.

3. Осевые, или пропеллерные (п_s = 500 ÷ 1000; D₂/D₀ ≈ 0,8). При дальнейшем увеличении быстроходности наклон выходной кромки лопаток возрастает, и она становится почти перпендикулярной к оси насоса. При этом частицы жидкости движутся через рабо­чее колесо приблизительно на постоянном расстоянии от его оси. В отличие от большинства центробежных насосов, колесо осевого насоса не имеет наружного обода.

По мере увеличения коэффициента быстроходности кривая напоров H = f (Q) становится более крутой. Мощность при подаче, равной пулю, увеличивается с ростом быстроходности. Если у насосов с ти­хоходными и нормальными колесами мощность возрастает с увеличе­нием подачи, то у насосов с полуосевыми колесами она почти не из­меняется с изменением подачи, а у насосов с осевыми колесами с уве­личением подачи уменьшается. Чем больше коэффициент быстроход­ности, тем круче падает кривая КПД по обе стороны от оптимального режима и, следовательно, тем меньше становится диапазон подач, в котором работа насоса экономически выгодна. Однако из-за увели­чения крутизны кривой напоров характеристики диапазон оптималь­ных напоров при увеличении быстроходности возрастает.

Так как напор лопастного насоса не зависит от рода перекачи­ваемой жидкости, удельная частота вращения и коэффи­циент быстроходности также не зависят от рода жидкости.

Многоступенчатый насос представляет собой несколько последо­вательно соединенных одноступенчатых насосов (ступеней), поэтому для него принято определять коэффициент быстроходности ступени, а не всего насоса, для чего в уравнения (5.46) и (5.47) следует подстав­лять напор одной ступени.

Рабочее колесо насоса двустороннего входа можно рассматри­вать как два параллельно соединенных колеса, поэтому при определе­нии коэффициента быстроходности такого насоса значение подачи, входящее в уравнения (5.46) и (5.47), следует брать равным Q /2, где Q — подача насоса.

 

5.2.4. Расширение области применения центробежных насосов

обточкой рабочих колес

 

Предположим, что от насоса требуется получить подачу Q' и напор Н' и режимная точка А с координатами Q' и Н' лежит ниже характеристики насоса (рис. 5.24). Пусть двигатель насоса не имеет регулировки частоты вращения (на­пример, асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором). Для того чтобы работа насоса соответст­вовала режимной точке А, следует так изменить его характеристику, чтобы она прошла через эту точку. Если нельзя решить эту задачу из­менением частоты вращения насоса, то применяют обточку рабочего ко­леса по наружному диаметру. При уменьшении наружного диаметра рабочего колеса D₂ окружная ско­рость и₂ на выходе из колеса умень­шается, что ведет к уменьшению напора. Следовательно, при обточке колеса кривая характеристики насоса понижается и при некото­ром значении D₂ пройдет через заданную режимную точку.

Рис. 5.24. Парабола обточек

Опыты показывают, что для расчета характеристики центробеж­ного насоса, получающейся после обточки его рабочего колеса, можно приближенно принять пропорциональность подачи первой степени, "а напора второй степени наружного диаметра рабочего колеса:

Q/Q'=D₂/ D₂', (5.48)

H/H' = (D₂/ D₂')² (5.49)

Эти зависимости получены эмпирически. Опыты показывают также, что для режимов, удовлетворяющих уравнениям (5.48) и (5.49) КПД насоса приблизительно одинаков, если обточка рабочего колеса не слишком велика.

Подставив в уравнение (5.49) отношение D₂/ D₂’, найденное из уравнения (5.48), получим

H/H' = (Q/Q')² или H/Q² = H'/(Q')² = const = c,

откуда

H = cQ². (5.50)

Следовательно, режимы, удовлетворяющие уравнениям (5.48) и (5.49), располагаются в поле Н – Q на параболе, имеющей вершину в начале координат. Будем называть эту параболу параболой обто­чек. При обточке рабочего колеса по наружному диаметру геометри­ческое подобие нарушается, поэтому парабола обточек не имеет ничего общего с параболой подобных режимов.

Определим, до какого диаметра необходимо обточить рабочее колесо, чтобы характеристика насоса прошла через режимную точку с координатами Q' и H'. Проведем через эту точку параболу обто­чек (см. рис. 5.24). На пересечении этой параболы с характеристикой насоса находим режимную точку В с координатами Q и Н. Для то­чек А и В справедливы уравнения (5.48) и (5.49). Подставив в любое из этих уравнений координаты точек А и В изная диаметр D₂ рабо­чего колеса до обточки, определяем диаметр D'₂ обточенного колеса.

При больших обточках рабочего колеса КПД насоса уменьшается, что ограничивает обточку. Предельная величина обточки рабочего колеса зависит от коэффициента быстроходности n_s.

 

nS						>350
(D2 - D2')/ D2	0,20	0,15	0,11	0,09	0,07	0,00

 

Насос выгодно эксплуатировать только в области высоких КПД и больших высот всасывания [малых кавитационных запасов (см. п. 5.19)], поэтому должна исполь­зоваться не вся характеристика на­соса, а только часть ее. Минималь­ная подача рабочего участка харак­теристики насоса определяется до­пустимым снижением КПД по срав­нению с максимальным; максималь­ная подача — допустимым снижени­ем КПД или, чаще, допустимым повышением кавитационного запаса, который при подачах, больших оп­тимальной, резко возрастает (см. рис. 5.15). Пусть кривая I на рис. 5.25 является характеристикой на­соса с необточенным колесом. Участок АВ характеристики явля­ется рабочим. Построим характеристику насоса при максималь­ной обточке рабочего колеса (кривая II) и нанесем на ней гра­ницы С и D рабочего участка. Соединив точки А и С, а также точки В и D, получим четырехугольник ABDC. Все режимные точки четырехугольника можно получить, применяя промежуточную об­точку рабочего колеса. Режимы, лежащие в пределах четырехуголь­ника, удовлетворяют требованиям, предъявляемым как по значению КПД, так и по высотам всасывания и, следовательно, являются рабо­чими. Четырехугольник ABDC называется полем насоса.

Рис. 5.25. Поле насоса

 

Обычно используют сводные графики полей консольных насосов, построенный в логарифмических координатах. Такие гра­фики прилагаются к каталогам насосов, выпускаемым промышленностью, и облегчают выбор насоса (по заданным значениям подачи и напора находят на сводном графике режимную точку и соответству­ющую ей марку и частоту вращения насоса).

 

5.3. Насосная установка и ее характеристика

На рис. 5.26 (стр. 244) изображена схема насосной установки. К насосу 7, приводимому от электродвигателя 6, жидкость поступает из прием­ного резервуара 1 по подводящему трубопроводу 12. Насос нагнетает жидкость в напорный резервуар 2 по напорному трубопроводу 3. На напорном трубопроводе имеется регулирующая задвижка 8, при помощи которой изменяется подача насоса. Иногда на напорном тру­бопроводе устанавливают обратный клапан 10, автоматически пере­крывающий напорный трубопровод при остановке насоса и препят­ствующий благодаря этому возникновению обратного тока жид­кости из напорного резервуара. Если давление в приемном резервуаре отличается от атмосферного или насос расположен ниже уровня жидкости в приемном резервуаре, то на подводящем трубопроводе устанавливают монтажную задвижку 11, которую перекрывают при остановке или ремонте насоса. В начале подводящего трубопровода часто предусматривают приемную сетку 13, предохраняющую насос от попадания твердых тел, и пятовой клапан 14, дающий возможность залить насос и подводящий трубопровод жидкостью перед пуском. Работа насоса контролируется по расходомеру 4, который измеряет подачу насоса, по манометру 5 и вакуумметру или мадометру 9, дающим возможность определить напор насоса.

Назовем уровни свободной поверхности жидкости в приемном и напорном резервуаре приемным и напорным уровнями; разность Н_Р высот напорного и приемного уровней — геометрическим напором насосной установки.

Для того чтобы перемещать жидкость по трубопроводам установки из приемного резервуара в напорный, необходимо затрачивать энер­гию на подъем жидкости на высоту H_Г, на преодоление разности дав­лений р" - р' в резервуарах и на преодоление суммарных гидравли­ческих потерь Σh_П всасывающего и напорного трубопроводов. Таким образом, энергия, необходимая для перемещения единицы веса жид­кости из приемного резервуара в напорный по трубопроводам уста­новки, или потребный напор установки.

(5.51)

где Н_потр = Н_Г + (р" — p')/(ρg) — статический напор установки.

Характеристикой насосной установки называется зависимость потребного напора от расхода жидкости. Геометрический напор Н_г, давления р" и р' и, следовательно, статический напор Н_ст от расхода обычно не зависят. При турбулентном режиме гидравлические потери пропорциональны расходу во второй степени:

где k — сопротивление трубопроводов насосной установки.

На рис. 5.27 (стр. 244) справа изображена характеристика насосной уста­новки, слева — схема установки. Уровни, на которых размещены элементы установки, на схеме вычерчены в масштабе оси напоров графика. Уровень в прием­ном резервуаре совмещен с осью абсцисс. Так как ста­тический напор установки от подачи насоса не зависит, характеристика насосной ус­тановки представляет сум­марную характеристику под­водящего и напорного тру­бопроводов Σh_П=kQ², смещенную вдоль оси напоров на величину Н_СТ.

Рис. 5.26. Схема насосной установки

 

Рис. 5.27. Характеристика насосной установки

5.4. Работа насоса на сеть

Насос данной насосной установки работает на таком режиме, при котором потребный напор равен напору насоса, т. е. при котором энергия, потребляемая при движении жидкости по трубопроводам установки (потребный напор) равна энергии, сооб­щаемой жидкости насосом (напор насоса). Для определения режима работы насоса следует на одном и том же графике в одинаковых масштабах нанести характе­ристику насоса и насосной установки (рис. 5.28). Равенство напора насоса и потребного напора установки получается для режима, определяемого точкой А пе­ресечения характеристик. Покажем, что насос не может работать в режиме, отлич­ном от режима А. Предположим, что насос работает в режиме В. В этом случае напор, сообщаемый насосом жидкости, равен Н_В, напор, расходуемый при движении жидкости по трубопроводам установки, Н_ВПОТР<Н_В. Таким образом, энергия, расходуемая при движении жидкости по трубопроводам установки, меньше анергии, сообщаемой ей насосом. Избыток энергии в жидкости идет на приращение ее кинетической энергии. Следовательно, скорость жидкости увеличивается. Увеличение скоро­сти приводит к увеличению расхода, которое будет происходить до тех пор, пока он сравняется с Q_А. Если подача насоса больше Q_А (точка С), то сообщаемый насосом напор меньше потребляемого. Недостаток энергии восполняется за счет собственной кинетической энергии жидкости. Это приводит к уменьшению скорости движения и, следовательно, к уменьшению расхода до Q_А .

 

Рис. 5.28. Определение режима работы насоса на сеть

 

Рассмотрим частные случаи насосных установок.

1. Приемный и напорный уровни совпадают. При этом геометриче­ский напор установки H_Г = 0, р" = р' и характеристика насосной установки представляет собой кривую Н_потр = kQ² (рис. 5.29). Весь напор затрачивается на преодоление гидравлического сопротивле­ния в системе. Наносим на характеристику установки характеристику насоса. Пересечение кривой напоров Н = f (Q) насоса с характери­стикой установки Н_потр = f (Q) дает рабочую точку А, определяю­щую режим работы насоса.

 

Рис. 5.29. Определение режима работы насоса на насосную установку при HГ = 0 и р" = р'.

Рис. 5.30. Определение режима работы насоса на установку с отрицательным геометрическим напором

 

2. Напорный уровень находится ниже приемного (рис. 5.30). Геометрический напор при этом отрицателен, поэтому его следует откладывать вниз от оси абсцисс графика. Пусть р" = р'. Приемный уровень схемы установки совмещаем с осью абсцисс. Построив от прямой ВС вверх кривую потерь Н_потр = kQ², получим характери­стику установки. На пересечении кривой напоров характеристики насоса с характеристикой насосной установки находим точку А, которая определяет режим работы насоса. Точка пересечения харак­теристики установки с осью абсцисс дает расход Q_o в трубопроводе при отсутствии насоса. Включение насоса увеличило расход в системе на величину Q_A – Q_o.

 

5.5. Неустойчивая работа насосной установки (помпаж)

В некоторых случаях работа насоса является неустойчивой: подача резко изменяется от наибольшего значения до нуля, напор колеблется в значительных пределах, наблюдаются гидравлические удары, шум и сотрясения всей машины и трубопроводов. Это явление называется помпажем. Помпаж происходит у насосов, имеющих кривую напоров H=f(Q) с западающей левой ветвью (рис. 5.31, стр. 247), т.е. кривую напоров, имеющих максимум при Q > 0. Такую характеристику имеют обычно тихоходные насосы.

 

Рассмотрим неустойчивую работу насоса по схеме, изображенной на рис. 5.31. Насос 1 подает жидкость по трубопроводу 3 в резервуар 5, откуда она поступает по трубе 4 к потребителю. Пусть в начальный момент резервуар заполнен жидкостью до уровня а. При этом насос работает в режиме, определяемой точкой А. Если расход жидкости, отводимый к потребителю, меньше подачи насоса Q_A, то уровень жидкости в резервуаре повышается, характеристика установки смещается вверх и подача насоса в соответствии с кривой напоров H=f(Q) уменьшается до тех пор, пока рабочая точка не займет положение М. Если при этом подача насоса превышает расход, который сбрасывается из резервуара 5 по трубе 4, то уровень в резервуаре повысится еще больше и характеристика установки пройдет выше характеристики насоса. При этом потребный напор станет больше напора насоса, в результате чего произойдет срыв подачи. Под действием обратного тока жидкости обратный клапан 2 закроется. Насос будет работать при подаче Q = 0 и напоре H₀. Из-за отсутствия притока жидкости в резервуар 5 уровень жидкости в нем будет понижаться (жидкость продолжает вытекать из резервуара 5 по трубе 4). После того как уровень понизится до высоты, соответствующей напору H₀, насос снова вступит в работу. Подача резко, скачкообразно, возрастет до Q_B, соответствующей рабочей точке B. Уровень в резервуаре опять начнет постепенно подниматься и явление повторится.

 

Рис. 5.31. К определению зоны неустойчивой работы насоса

 

Срыв подачи насоса и перехода его на холостой режим работы могут получиться и при неизменной характеристике установки (уровень в резервуаре 5 постоянен), если характеристика установки пересекает характеристику насоса в двух точках (точки C и D характеристики). Это может возникнуть при снижении частоты вращения (например, из-за временного падения напряжения электросети, питающей двигатель). При этом характеристика насоса понизится и произойдет срыв подачи до нуля. При последующем повышении частоты вращения насос будет продолжать работать при холостом режиме (Q = 0), так как напор, создаваемый им при Q =0, меньше статистического напора установки. По этой же причине помпаж может возникнуть при параллельной работе насосов, если напор при нулевой подаче одного из насосов меньше напора второго насоса при его одиночной работе на сеть (например, если на рис. 5.37 H_0I < H_D). В этом случае временное снижение частоты вращения насосов может привести к срыву подачи первого насоса до нуля.

Покажем, что насос не может работать в режимах, расположенных левее точки М касания характеристики насоса и насосной установки (см. рис. 5.31). Пусть режим работы насоса отклонится от режима, характеризуемого точкой D, в сторону больших подач (точка E). При этом потребный напор меньше напора H_E, сообщаемого жидкости насосом. В жидкости имеется избыток энергии, который идет приращение ее кинетической энергии. При этом скорость жидкости увеличивается до тех пор, пока расход не достигнет значения, соответствующего режимной точки C. При отклонении режима насоса от режима, характеризуемого точкой D, в сторону меньших подач потребный напор больше напора насоса. Недостаток энергии в жидкости приведет к ее замедлению и, следовательно, к падению подачи до нуля. Таким образом, при отклонении режима работы насоса от равновесного режима (точка D) он не возвращается в первоначальное положение. Следовательно, режимы работы насоса, лежащие левее точки M, неустойчивы. Таким же способом можно показать, что режимы, расположенные правее точки M, являются устойчивыми и насос в них может работать. Режимы, расположенные между точками M и B, опасны в связи с возможностью возникновения помпажа, так как при этих режимах характеристика установки пересекает характеристику насоса в двух точках, поэтому границей устойчивых режимов является точка B, а не точка M.

Характеристики насосов, не имеющих неустойчивой области, называют стабильными. Насосы, применяемые для подачи жидкости при переменных режимах, должны иметь стабильные характеристики.

 

5.6. Регулирование режима работы насоса

Данной характеристике насоса и насосной установки соответствует только одна рабочая точка. Между тем, требуемая подача может изменяться. Для того чтобы изменить режим работы насоса, необходимо изменить характеристику насоса либо насосной установки. Это изменение характеристик для обеспечения требуемой подачи называется регулированием. Регулирование центробежных и малых осевых насосов может осуществляться либо при помощи регулирующей задвижки (изменяется характеристика насосной установки) или заменяем частоты вращения (изменяется характеристика насоса). Иногда малые осевые насосы регулируют перепуском части расхода из напорного трубопровода во всасывающий. Работа установки со средними и крупными осевыми насосами, имеющими поворотные лопасти, регулируется изменением угла установки лопастей рабочего колеса, при котором меняется характеристика насоса.

Регулирование задвижкой (дросселированием). Предположим, что насос должен иметь подачу не Q_A, соответствующую точке A пересечения характеристики насоса с характеристикой насосной установки, а Q_B < Q_A (рис. 5.32). Этой подаче соответствует рабочая точка B характеристики насоса. Чтобы характеристика насосной установки пересекалась с кривой напоров H=f(Q) в точке B, необходимо увеличить потери напора в установке. Это осуществляется прикрытием регулирующей задвижки, установленной на напорном трубопроводе. В результате увеличения потерь напора в установке характеристика насосной установки пойдет круче и пересечет кривую напоров H=f(Q) насоса в точке B. При этом режиме потребный напор установки складывается из напора H_By, расходуемого в установке при эксплуатации с полностью открытой задвижкой, и потери напора h_З в задвижке. Таким образом, регулирование работы насоса дросселированием вызывает дополнительные потери энергии, снижающие КПД установки, поэтому этот способ неэкономичен. Однако благодаря исключительной простоте регулирование дросселированием получило наибольшее распространение.

 

Рис. 5.32. Регулирование работы насоса дросселированием

 

Регулирование изменением частоты вращения насоса. Изменение частоты вращения насоса ведет к изменению его характеристики и, следовательно, рабочего режима (рис. 5.33). Для регулирования изменением частоты вращения необходимы двигатели с переменной частотой вращения (электродвигатели постоянного тока, паровые и газовые турбины и двигатели внутреннего сгорания). Наиболее распространенные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором практически не допускают изменения частоты вращения.

Рис. 5.34. Регулирование работы осевого насоса изменением угла установки лопастей.

Рис. 5.33. Регулирование работы насоса изменением частоты вращения.

 

Применяется также изменение частоты вращения включением сопротивления в цепь ротора асинхронного двигателя с фазовым ротором, а так же гидромуфтой, установленной между двигателем и насосом.

Регулирование работы насоса изменением его частоты вращения более экономично, чем регулирование дросселированием. Даже применение гидромуфт и сопротивления в цепи ротора асинхронного двигателя, связанное с дополнительными потерями мощности, экономичнее, чем регулирование дросселированием.

Регулирование перепуском. Оно осуществляется перепуском части жидкости, подаваемой насосом, из напорного трубопровода во всасывающий по обводному трубопроводу, на котором установлена задвижка (см. схему установки на рис. 5.35, задвижка 2). При изменении степени открытия этой задвижки изменяются расход перепускаемой жидкости и, следовательно, расход во внешней сети. Энергия жидкости, проходящей по обводному трубопроводу, теряется, поэтому регулирование перепуском неэкономично.

Регулирование поворотом лопастей. Оно применяется в средних и крупных поворотнолопастных осевых насосах. При повороте лопастей изменяется характеристика насоса и, следовательно, режим его работы (рис.5.34). КПД насоса при повороте лопастей изменяется незначительно, поэтому этот способ регулирования значительно экономичнее регулирования дросселированием.

Сравнить экономичность регулирования работы насоса различными способами проще всего по потребляемой насосом мощности. Пусть кривая OA (рис.5.35) является характеристикой насосной установки при полностью открытой регулирующей задвижке 1, а кривые H₁ и N₁ - кривыми напора и мощности характеристики насоса при частоте вращения n₁. Режим работы насоса определяется точкой A. Подача насоса равна Q_A. Меньшую подачу Q_B можно получить следующими способами.

 

Рис. 5.35. Сравнение экономичности разных способов

регулирования работы насоса

 

1. Дросселированием. Прикрывая регулирующую задвижку 1, смещаемрежимную точку насоса вдоль его характеристики из A в В_др. Мощность, потребляемая насосом при работе на этом режиме, найдем по кривой мощности N₁. Она равна N_Вдр.

2. Изменением частоты вращения. При уменьшении частоты вращения режимная точка смещается вдоль характеристики насосной установки из A в В_ч.в. Этому режиму соответствует частота вращения n₂ Мощность насоса определяется по кривой мощности N₂, построенной для частоты вращения n₂. Она равна.

3. Перепуском. Перепуск осуществляется открытием задвижки 2. Так как при регулировании перепуском характеристика насосной установки не изменяется (задвижка 1 остается открытой полностью), то при расходе насосной установки Q_B, напор насоса, равный потребному напору установки, определяется ординатой характеристики OA насосной установки. При этом напоре режим насоса соответствует точке N_ч.в. Жидкость, подаваемая насосом, частично уходит во внешнюю сеть (Q_B), частично возвращается в подводящий трубопровод (q_пер). Мощность насоса при работе на режиме В_пер равна N_Bпе