10.5. Регулирование подачи центробежных насосов

Корпус центробежного насоса выполняют в виде спиральной литой конструкции, внутри которой находится рабочее колесо, насаженное на вал. Корпус имеет два патрубка: всасывающий, по которому вода поступает к рабочему колесу, и нагнетательный для вывода ее из насоса под напором. Диаметр всасывающего патрубка обычно больше, чем нагнетательного. Перед пуском всасывающую трубу и корпус заполняют водой.

Напор, развиваемый центробежным насосом, зависит от диаметра D рабочего колеса, частоты его вращения, очертания и числа лопаток. Для большинства центробежных насосов напор, создаваемый рабочим колесом диаметром D с числом оборотов в минуту n или частотой вращения ω, можно определить по выражению

где Н — напор, развиваемый насосом, м; υ-окружная скорость на внешней окружности рабочего колеса, м/с; α — коэффициент снижения напора из-за возникновения гидравлических сопротивлений с учетом конечного числа лопастей рабочего колеса. Для насосов со спиральным отводом α = 0,35...0,5, с направляющим аппаратом α = 0,45...0,55 n — скорость вращения рабочего колеса, мин^-1; ω — частота вращения рабочего колеса, рад/с^-1; R — радиус рабочего колеса, м; g — ускорение свободного падения, м/с².

Подача центробежного насоса зависит от тех же факторов, а также от поперечных размеров каналов рабочего колеса. Напор и подача воды центробежным насосом зависят от конструкции (качество гидравлического уплотнения между нагнетательной и всасывающей областью насоса), которую точно и для каждой марки определяет завод-изготовитель. Характеристики центробежных насосов строят по опытным данным.

Напор, подачу, допускаемую вакуумметрическую высоту всасывания, КПД и мощность насоса находят по их характеристикам. Все перечисленные параметры взаимосвязаны. Так, с увеличением высоты нагнетания подача центробежного насоса уменьшается, изменяются высота всасывания, КПД и мощность. На рис. 10.7 приведена каталожная характеристика насоса. Центробежные на­сосы различают по числу ступеней, способу подвода и отвода воды от рабочего колеса, расположению вала.

По числу ступеней насосы подразделяются на одноступенчатые (одно рабочее колесо) и многоступенчатые (несколько последовательно расположенных рабочих колес на одном валу). Вода в многоступенчатом насосе проходит последовательно через все рабочие колеса, каждое из которых увеличивает напор на определенную величину. Если не удается подобрать центробежный насос с характеристикой, отвечающей заданным напору и расходу, применяют различные способы регулирования.

При значительных превышениях напора уменьшение его дросселированием невыгодно, так как связано с непроизводительными затратами энергии. Рациональный способ регулирования центробежных насосов — преобразование характеристик за счет изменения частоты , вращения или диаметра рабочего колеса (обточка).

Если частота вращения рабочего колеса центробежного насоса увеличивается или уменьшается, то соответственно снижаются или возрастают подача, напор и мощность. Зависимость этих величин от частоты вращения можно выразить уравнением динамического подобия центробежного насоса:

где Q, И, N — расход, напор и мощность насоса, м³/с, м, кВт, при номинальной частоте вращения n мин^-1 или ω рад/с; Q_u Н_ь N_t — те же величины при измененной частоте вращения.

КПД насоса изменении частоты вращения практически не изменяется. Уменьшать частоту вращения более чем в два раза не рекомендуется. Увеличивать ее можно только по согласованию с заводом-изготовите­лем, обычно не более чем на 10...20% выше номинальной. При уменьшении частоты вращения центробежного насоса допустимая высота всасывания несколько возрастает, при увеличении — падает. Подачу, напор и мощность центробежных насосов можно изменить, уменьшив (обточив) диаметр рабочего колеса. Это предусматривается конструктивными решениями заводов-изготовителей. Параметры центробежного насоса при обточке колеса изменяются так же, как и при изменении частоты вращения:

где D и D₁ — диаметры нормального и обточенного рабочих колес. Уменьшение диаметра рабочего колеса более чем на 20% не допускается. Для расширения области применения некоторые заводы-изготовители выпускают насосы как с нормальными, так и с обточенными рабочими колесами. В случаях, когда условия работы насоса требуют частых изменений подачи из-за неравномерности водопотребления, наряду с изложенными приемами, применяют специальные методы регулирования, позволяющие обеспечить не только необходимые расход и напор, но и сохранить в диапазоне регулирова­ния высокие значения КПД. Обычно это связано с ис­пользованием средств автоматического управления.

Регулирование подачи дросселированием

Во время монтажа центробежного насоса на напорной его стороне устанавливают задвижку для выполнения запорно-регулирующих функций. С ее помощью изменяют подачу насоса. По своему назначению и конструкции она служит как запорное устройство и регулятор, но при частых регулировках работает ненадежно. К тому же регулирование задвижкой (дросселированием) ока­зывается энергетически невыгодным: часть напора расходуется на преодоление искусственно созданного сопротивления в задвижке. Однако в ряде случаев дросселирование является эффективным, особенно при необходимости снижения напоров в трубопроводах на больших уклонах, когда напор не удается использовать и возникает необходимость в снижении его. Такое регулирование применяют на закрытой оросительной сети полустационарной системы для поддержания постоянства давления на входе к дождевальным машинам («Фрегат»). Сущность и энергетические характеристики этого метода регулирования приведены на рис. 10.8

При полностью открытой задвижке рабочая точка A₁ будет находиться на пересечении характеристик трубопровода Si и насоса Q-Н. Подача насоса соответствует значению Q_a1. Отрезок h_T1 характеризует потерю напора на трение при движении жидкой среды со скоростью υ соответствующей подаче Q_a1. Для уменьшения подачи до значения Q_a2 частично прикрывают задвижку. Сопротивление ее изменит общее сопротивление трубопровода и крутизна характеристики увеличится (точка пересечения А₂). Потерю напора определяют по сумме отрезков h_т2 + h_3д, обозначающих соответственно потери в трубопроводе и в задвижке. КПД насосной установки снизится. Мощность, теряемую при дросселировании, находят по формуле

кВт

где Q_a2 — подача насоса при прикрытой задвижке, м³/с; h_3д — потеря напора в задвижке, м; γ — объемная масса, кг/м³; η — КПД насоса при подаче Q_a2.

Регулирование перепуском части подачи воды насосом во всасывающий трубопровод и впуском воздуха во всасывающий патрубок.

Уменьшить подачу воды в систему от Q_a до Q_в (рис. 10.9) можно, если перебросить часть перекачиваемой жидкости Q_a—Q_в по обводной трубе во всасывающий трубопровод, т. е. установить перепускную линию. В этом случае при открытии задвижки на обводной трубе (устанавливается электроприводная задвижка для автоматизации процесса) меняется характеристика трубопроводной сети 2 на 3 со смещением рабочей точки насоса в положение С. Следовательно, для обеспечения подачи Q_B нужно через перепускную линию подать расход Q_с—Q_в. Напор, создаваемый насосом, уменьшается, а потребляемая мощность (кривая 4) увеличивается.

С энергетической точки зрения способ регулирования подачи перепуском допустим для центробежных насосов с коэффициентом быстроходности n_s>300, осевых и вихревых насосов. Коэффициент быстроходности — частота вращения рабочего колеса, которая при полезной мощности 735,5 Вт и подаче 75 л/с обеспечивает напор в 1 м.

Рис.10.9. Регулирование подачи центробежного насоса перепуском

В центробежных насосах меньшей быстроходности такое регулирование приводит к увеличению потребляемой мощности и перегрузке электродвигателя, усложнению систем управления, следовательно, снижению надежности установки.

Уменьшения подачи насоса при неизменной характеристике трубопроводной сети достигают, за счет впуска определенного количества воздуха во всасывающий патрубок. Это допустимо и практически не ухудшает работы системы, если фактическая высота всасывания насоса значительно меньше допустимой. При впуске воздуха характеристики насоса Q—Н и Q—η перемещаются вниз, что позволяет выбирать режим работы, обеспечивающий необходимую подачу воды в систему.

Количество воздуха, поступаемого во всасывающий патрубок насоса, обычно не превышает 5% от объема перекачиваемой воды. Экономические показатели такого способа регулирования подачи насосов малой и средней производительности несколько лучшие по сравнениию дросселированием задвижкой на выходе насоса. Для регулирования подачи применяются дополнительные специальные устройства по изменению или стабилизации рабочих параметров. При постоянной частоте вращения рабочего колеса они используются в рассмотренных способах количественного регулирования или их комбинаций.

Регулирование подачи воды изменением числа и состава агрегатов

Способ обеспечивает дискретное (ступенчатое) регулирование подачи воды в систему водоснабжения. Шаг дискретности постоянен и соответствует подаче одного насосного агрегата (см. параллельную работу насосных агрегатов). Для уменьшения шага дискретности и осуществления плавного регулирования устанавливают разнотипные агрегаты.

Например, для обеспечения диапазона регулирования 1:8 на станции можно установить четыре агрегата. Если они будут однотипными, то достижимый шаг дискретности составит 2/8 Q (максимального расхода станции). Если установить агрегаты: два с подачей 1/8 Q, а два с подачей 3/8 Q, то достижима в два раза меньшая дискретности равная 1/8 Q.

Число комбинаций разнотипных агрегатов всегда больше, чем однотипных, схема их автоматического выбора и переключения несколько усложняется. Усложнение оправдывается существенным улучшением режима работы и самое главное — уменьшением непроизводительных затрат. Практически такое регулирование можно выполнить двумя насосными агрегатами, но с установкой на каждом из них двухскоростных электродвигателей с соответствующей системой управления.

Регулирование подачи воды при переменной частоте вращения рабочего колеса

Способ регулирования насосных агрегатов изменени­ем частоты вращения самый экономичный. Основан на стабильных соотношениях важнейших параметров насосных агрегатов и частоты вращения их рабочих коле£. С достаточной точностью для практических расчетов в доступных эксплуатационных диапазонах КПД насосов при изменении частоты вращения можно считать неизменным:

Подача центробежных насосов пропорциональна часто­те вращения рабочего колеса:

Напор пропорционален квадрату частоты вращения:

Мощность пропорциональна кубу частоты вращения:

В приведенных выражениях ω₂ — новая частота вращения рабочего колеса, рад/с. Из анализа выражений видно, что

Из последнего выражения вытекает параболическая зависимость H = KQ², указывающая, как располагаются на характеристике насоса Q—Н рабочие точки, имеющие равный КПД. В общем случае развиваемый центробежным насосом напор зависит от частоты вращения и расхода. При полностью закрытой задвижке мощность на валу насоса составляет около 40% от номинальной. Если постепенно открывать задвижку, мощность растет почти прямо пропорционально расходу:

Во время регулирования частоты вращения насоса напор, развиваемый им, можно привести в соответствие с напором в системе при данном расходе, не поглощая задвижкой избыточный напор. Если насос преодолевает только динамический напор, мощность, потребляемая насосом, при регулировании частоты вращения пропор­циональна кубу расхода:

Сопоставив выражения для мощности при дроссельном регулировании подачи и регулировании ее измене­нием частоты вращения рабочего колеса, видим, что в последнем случае требуется значительно меньшая мощность, а подача возрастает с увеличением предела регулирования. Для определения необходимой мощности на валу насоса в случае преодоления статического и динамического напора, при изменяющемся расходе, следует построить характеристики Q—Н для конкретного насоса при разных частотах вращения.

Совокупность характеристик центробежного насоса при различных частотах вращения приведена на рис. 10.10. Анализ характеристик показывает, что эффективность частотного регулирования снижается с увеличением доли статического напора. Рабочая точка б выделена для 50% номинальной подачи, 50% статической и 50% динамической составляющих напора (характеристика 1), а номинальный режим работы при номинальной частоте вращения будет в точке а. При уменьшении расхода на 50% рабочая точка б (характеристика 1) пересекается с вертикалью, соответствующей 50-ному расходу номинального режима. Здесь она оказывается на экспериментальной кривой Q—Н, соответствующей 75% номинальной частоты вращения. Требуемую мощность на валу насоса оп­ределяют точкой пересечения N—Q характеристики с вертикалью для 50% расхода и, как видно из рисунка, она составляет 33% от мощности, потребляемой в номи­нальном режиме.

Рис 10.10.Характеристики центробежного насоса при разной частоте вращения:

Если бы насос преодолевал только динамический на­пор (характеристика работы изображалась бы кривой 2), то, в этом случае необходимые характеристики Q—Н и Q—N. (на рис. 10.11 не показаны) при уменьшении расхода на 50% пришлось бы уменьшить на 50% и частоту вращения рабочего колеса. Потребная мощность соста­вила бы 12,5%, а не 33%, как в первом случае.

Для изменения частоты вращения рабочих колес насосных агрегатов можно применять различные механические и электрические устройства. Даже при наличии в них дополнительных потерь методы качественного регулирования оказываются более экономичными по сравнению с любыми способами количественного регулирования. Специфический и важный параметр качественного регулирования насосных агрегатов — коэффициент глубины регулирования частоты вращения насосного колеса:

где ω_р и Q_p — требуемые по условиям работы минимальные значения частоты вращения и расхода для насосного агрегата с регулируемым электроприводом.

Для погружных насосных агрегатов типа ЭЦB минимальное значение расхода не должно быть меньше величины, требуемой для предотвращения нагрева воды внутри корпуса насоса выше 25ºС, обычно принимают(Q_min > 0,1Q_ном). При выборе коэффициента регулирования необходимо учитывать диапазон изменения потерь в трубопроводной сети в зависимости от колебаний расхода по графику водопотребления.

На рис. 10.11 представлены сводные характеристики рассмотренных методов регулирования центробежных насосов с указанием затрат мощности при различных способах изменения подачи насосов. Номинальный режим работы насоса будет в точке А с расходом Q_a. В случае изменения его до значения Q_в получим новые положения рабочих точек для различных способов регулирования: В_др — при дроссельном регулировании задвижкой; В_об — при частотном регулировании, изменяя частоты вращения рабочего колеса; В_пер — регулирование перепускной линией, когда насос на выходе обеспечивает подачу Q = Q_в+Q_пер.

На этом же рисунке соответственно показаны потери мощности. При регулировании подачи изменением часто ты вращения они будут минимальными, а при дроссельном регулировании существенно возрастут и будут максимальными в случае регулирования перепуском:

Рис. 10.11. Сравнение экономичности разных способов регулирования подачи центробежных насосов.

Приведенное соотношение справедливо для центробежных насосов, у которых коэффициент быстроходности n_s<300. Для вихревых и осевых насосов, где с увеличением подачи затраты мощности уменьшаются, регулирование перепуском окажется более экономичным, чем регулирование дросселированием, но регулирование изменением частоты вращения по-прежнему будет более эффективным.

Рассмотренные режимы работы центробежных насосов, приемы регулирования показывают функционирование гидравлической системы насос—трубопровод, которое необходимо для правильного выбора насоса и обеспечения повышенной работоспособности, надежности и экономичности всей системы водоснабжения.

духа или, закрывая нижний торец стакана непроницаемой упругой мембраной, предварительно залив в него необходимое количество воды.