Pumps Calculation

Универзитет”Св. Кирил и Методиј” – Скопје

МАШИНСКИ ФАКУЛТЕТ СКОПЈЕ

ПРОЕКТИРАЊЕ НА ПУМПИ И ПУМПНИ СТАНИЦИ Семинарска работа

Изработил: Милан Златковиќ А1501 АФИ

Предметен наставник: Проф. д-р. Предраг Поповски Асистент : Асс. м-р. Виктор Илиев

Јули, 2013

СОДРЖИНА

1. 2. 3. 4.

Вовед.........................................................................................................................3 Основни параметри на центрифугални пумпи....................................................6 Пресметка на димензиите на работното коло и работните параметри...............7 Пресметка и конструкција на спирално куќиште на пумпа................................17 4.1 Пресметка на спирален дифузор според законот на слободен вртлог.........20 4.2 Правоаголни пресеци на спиралите ................................................................22 4.3 Кружни пресеци на спиралите ........................................................................24 4.4 Пресметка на спирален дифузор по закон за константна средна брзина на струењето ..................................................................................25 4.5 Кружен пресек на спиралата ...........................................................................26 4.6 Спирала со пресек на потковица ......................................................................26 4.7 Пресек на спиралата во облик на сегмент .......................................................27 5. CF TURBO – софтвер за пресметка на работно коло и спирала на центрифугални пумпи ........................................................................29 6. Нумеричка пресметка ............................................................................................39 7. Споредба помеѓу добиените резултати од пресметката и од програмскиот пакет CF Turbo................................................................................41 8. Пумпна станица.......................................................................................................42 8.1 Работа на пумпна станица со повеќе од еден агрегат ...................................44 8.2 Паралелна врска на пумпи ...............................................................................44 8.3 Сериско поврзување на пумпи ........................................................................45 9. Заклучок..................................................................................................................48 10. Користена литература...........................................................................................48

2

1.Вовед

Пумпите се хидраулични машини во кои доведената механичка енергија се трансформира во струјна, односно притисна енергија на работната течност. Пумпите се најраспространети хидраулични машини, наоѓаат многу широка примена, од водоснабдување на населени места па се до снабдување на ракетните мотори со гориво. Класификацијата на пумпите може да се изврши според неколку различни критериуми. Основната класификација е според принципот на работа, односно според претворањето на механичката енергија во струјна, односно притисна енергија на работната течност. По овој критериум, пумпите се делат на : -

Турбопумпи Волуменски пумпи Струјни пумпи Пневматски пумпи

Турбопумпите спаѓаат во групата на турбомашини, кои со помош на работното коло, составено од одреден број на лопатки, механичката енергија ја трансформираат во струјна енергија на работната течност. Претворањето на механичката енергија во струјна енергија на работниот флуид се врши во работното коло при меѓусебно динамичко дејствување на лопатките и работниот флуид кој протекува низ меѓулопатичните канали на работното коло. Турбопумпите се класифицираат според неколку различни критериуми : а) Според главниот правец на струење на течноста во работното коло, проектиран на меридијанската рамнина на турбопумпата : - Радијални (центрифугални) - Радијално-аксијални - Аксијални б) Според бројот на работни кола поставени на вратилото : - Едностепени Повеќестепени в) Според начинот на доведување на работната течност во работното коло : - Еднострујни - Двострујни 3

г) Според притисокот кој го остваруваат : - Нископритисни - Среднопритисни - Високопритисни д) Според положбата на вратилото : - Хоризонтални - Вертикални ѓ) Според видот на работна течност, за која се применува : - Вода - Масло - Кондензатни - Хемиски - За двокомпонентни мешавини е) Според области каде се применуваат : - Индустриски - За водоснабдување - Котловски - Одведување на отпадни води

Пумпата како енергетска работна машина, вградена со останатата хидромеханичка опрема во пумпната станица, спаѓаат во редот на најважните енергетски постројки во сите области на човековата дејност. Принципот на работа на турбопумпите се заснова на взаемно динамично дејствување помеѓу лопатките на работното коло и струјата на нестисливиот флуид. Работното коло врши ротационо движење со одредена аголна брзина, предава енергија на струјата на флуидот и континуирано го преместува од влезот до излезот на машината. На сликата 1 е прикажана шема на центрифугална пумпа. Основен работен елемент е работното коло ( роторот ) (1). Работното коло се состои од заден ( внатрешен ) венец и преден ( надворешен ) венец. Ако работното коло нема преден венец, тогаш тоа работно коло се вика отворено работно коло. Помеѓу венците од работното коло се наоѓаат низа лопатки. Лопатките 4

со венците образуваат повеќе меѓулопатични закривени канали низ кои струи работниот флуид. Меѓулопатичните канали се осносиметрично распоредени. Роторот е поставен на вратило кое преку спојка е поврзано со погонскиот мотор. Роторот е сместен во куќиште (2)кое најчесто има облик на спирала. Излезниот дел на спиралата се продолжува во излезен (одводен) дифузор (4) со кој пумпата се поврзува со потисниот цевковод. Исто така на спиралата се изработува или поставува всисен поклопец (3), со помош на кој течноста се доведува од всисниот резервоар, преку всисниот цевковод до работното коло на пумпата.

Слика 1.1 – Шема на центрифугална пумпа

5

2. Основни параметри на центрифугални пумпи При пресметките, основните параметри кои ги “задава“ барателот се: волуменски протокот Q [m /s] и напорот на пумпата Н [m]; [mVS].Еден од важните параметри при пресметка на работно коло, на кој што треба да се обрне внимание е изборот на бројот на вртежи на работното коло.Ако не е зададен бројот на вртежи од барателот, тогаш тој се избира стандарден според бројот на вртежи на асинхрониот мотор кој ја погонува пумпата и бројот на прстени во него.Стандарден број на вртежи на асинхрониот мотор изнесуваат 1000, 1500 и 3000 [vr/min], при тоа се зема во предвид коефициент на загуби од 3% при што се добива број на вртежи од 970, 1450, и 2900 [vr/min].За поголеми пупми, од јакосна и кавитациска гледна точка се применува синхрона брзина на вртење од 1000 или 1500. 3

При проектирање на пумпа која би се изработува во поголема серија, изборот на бројот на вртежи на работното коло зависи од продлабочената економска и конструктивно-јакосна гледна точка.Најчесто се вршат пресметки на два типа на пумпи, една со синхрона броизна на вртење од 1500 [min-1], а другата на 3000 [min-1] и притоа се врши нивна споредба. Во некои случај може да се направи економска пресметка и на три типа на пумпи и да се изврши нивна споредба. Ако се работи за проектирање на пумпа за специјални потреби, тогаш се задава и вредности за температура на течноста, абразивност на течноста, вискозноста, РН фактор и други фактори кои би биле од интерес за пресметката на работното коло на пумпата.

6

3. Пресметка на димензиите на работното коло и работните параметри При пресметка на една центрифугална пумпа за вода, со зададени проток Q [m3/s], напорH [m] и бројот на вртежиn [min-1], најпрво се определува специфичниот број на вртежи на работното коло преку изразот: = 3.13

n [vrt/min]– број на вртежи H [m] – напор на пумпата Q [m3/s] – проток на пумпата

Со определување на специфичниот број на вртежи, се одредува видот и обликот на работното коло. Според типот на работното коло, центрифугалните пумпи се делат на три типа и тоа: радијални, радијално-осни (Францисов тип) и радијално-осни завојни пумпи. За изразот на специфичниот број на вртежи доаѓаме до заклучок дека, со промена на бројот на вртежите, при константен проток и напор, се менува и специфичниот број на вртежи. Кај повеќе степени пумпи, напорите по степени се исти.Во исклучителни случаи може првиот степен да е различен. Затоа се зема во предвид и пресметката за напор по степени: =

- претставува бројот на степенина работното коло Протокот со кој ќе се пресметува работното коло, односно реалниот проток кој преминува низ колото, се пресметува преку изразот: =

Каде што волуменскиот коефициент на полезно дејство се определува праку изразот: =

1

1 + 0,68

⁄

Напорот на работното коло на пумпата (Нк) е поголем од зададениот напор на пумпата (Н) за вредност на хидрауличните губитоци кои го дефинираат хидрауличниот степен на полезно дејство . 7

Хидрауличниот коефициент на полезно дејство η h кој што се појавува при пресметка на работното коло, се пресметува преку изразот: =1−(

.

,

)

.

Фиктивниот дијаметар на влезот во работното коло D0,pr,во равенка на хидрауличниот степен на полезно дејство се заменува во mm и се пресметува преку изразот: = (4 ÷ 4,5)10

,

⁄ [

]

По овие пресметки се избира начин на прикачување на работното коло на вратилото, а тоа може да биде: -

Конзолно – при едностепени пумпи Неконзолно – при повеќе степени пумпи

Потоа се пресметува моќноста на пумпата преку изразот: =

Каде што: [

⁄

[

1000

]

] –густина на течноста

[ ⁄ ]– земјино забрзување

H [mVS] – напор на пумпата

Q1 – [m3/s] - проток кој поминува низ работното коло; =

– вкупен степен на полезно дејство на пумпата;

Механичкиот коефициент на полезно дејство се пресметува преку изразот: = (0.96 ÷ 0.98) =

1

1+

;

или

– внатрешен механички степен на полезно дејство кој го зема во предвид триењето на дисковите на работното коло со околната течност. Приближно се пресметува по следниов израз: =

1

1+

,

8

– надворешен механички степен на полезно дејство, кој ги зема во предвид губитоците на моќноста во лежиштата и процепите, каде вратилото поминува низ куќиштето на пумпата и вентилационите загуби на спојката. Се движи во граници ηms=0,96÷0,98 Моќноста на електромоторот, кој го задвижува работното коло на пумпата се пресметува преку изразот: = (1.1 ÷ 1.2) [

]

Дијаметарот на вратилото dvr може да се пресмета и на чиста торзија, при што вратилото прима чиста торзија = (300 ÷ 500)10 [ / ]. Тоа може да се пресмета преку изразот: =

16

Каде што: =

=

10

[

]

30

На слика 3.1 се прикажани основните параметри на проточниот канал, кои треба да се подесат за да се исцрта потенцијалната мрежа, а покрај тоа се исцртува и положбата на влезниот и излезниот раб на работната лопатка.

Слика 3.1 -Проточен канал на работно коло

Дијаметарот D0на влезот на работното коло, се пресметува од равенката на непрекинатост (равенка на континуитет).Законзолно работно коло:

9

=

4

при неконзолно се пресметува по изразот: =

4

+

- претставува дијаметар на вратилото; Брзината c0приближно се пресметува според изразот: = (0.06 ÷ 0.08)

;

За поточни резултати на апсолутната брзина c 0, а со тоа и подобри кавитациски и хидраулични својства, треба да се зема во предвид бројот на вртежи на работното коло и протокот на пумпата и притоа: за број на вртежи на работното коло од n=1500 min-1 и произволен проток, може да се искористи изразот:

-

-

-

= (0.02 ÷ 0.08)

[ / ]

= (0.02 ÷ 0.05)

[ / ]

= (0.02 ÷ 0.04)

[ / ]

= (0.03 ÷ 0.06)

[ / ]

за проток над 200 l/s и број на вртежи од 1000min-1може да се искористи изразот:

за број на вртежи од 3000 min-1и проток над 100 l/s соодветно следува

при проток под 100 l/s и број на вртежи од 3000min-1следува изразот:

За брзината на влезот во работното коло, може да се пресмета ориентационо според изразот:

Каде што H–mVS.

= (1.3 ÷ 2.5)

365

⁄

√Н [ / ]

Последниот израз се однесува за вредност на аголот на брзината на влез = 14 ÷ 36 . За помали вредности на константите пред равенките, можат да се добијат подобри кавитациски својствата, но при тоа може да се доведе до зголемување на дијаметарот , . 10

Широчината b1на влезот, се избира исто така преку равенката за непрекинатост, така што меридијанската брзина на влез на работното коло без лопатки c ‘1m се избира иста со брзината c0( ′ ≅ ). Дијаметарот D1се пресметува според : = (0.58 ÷ 0.72)

Слика 3.2 - Дијаграм на зависност помеѓу коеф. на проток и напор од специфичниот број на вртежи

По наоѓање на вредностите за c‘1m и D1широчината на каналот при влезниот раб се наоѓа од равенството: =

Од дијаграмот на слика 3.2, преку специфичниот број на вртежи се избираат коефициентот на притисок  и коефициентот на проток на излезот од работното коло. Од нив ке се најдат ориентациони вредностите за ( )и , според равенките : ≈ Меридијанската брзина

7200

и

≈

60

може да се пресмета и преку изразот: = (0,5 до 1,0)

.

Откако се знаат вредностите за D2и , се наоѓа широчината на колото на излез од работното коло од равенството за непрекинатост на струењето:

11

=

По определување на тие параметри се оформува меридијанска проекција на проточниот канал. Добро е да се искористи за модел проточен канал на веќе постоечка пумпа со високстепен на корисност и иста или блиска специфична брзина на вртење. Радиусите R iи Reсе избираат според видот на пумпата. На така исцртан проточен канал, се поставува потенцијална мрежана струење така што, при потесни канали се избираат до три струјници, а при пошироки канали пет струјни линии.

Условот за поставување на потенцијален поток е: ∆ = ∆s

за секоја еквипотенцијална ивица. Дозволено е тие константи да се разликуваат за една ивица не повеќе од 5%. Струјните и еквипотенцијалните линии се конструираат по осет така што основно правило е дека испакнувањата ги привлекуваат струјните линии, а вдлабнувањата ги оддалечуваат. По поставување на потенцијалната мрежа, се наоѓаат вредностите на центарот за секое квадратче, а според тоа се прави распоред на промената на брзините по должина на линиите, минувајќи низ точките за кои се поставени вредности во соодветните струјни рабови. Преку пресекување на тие линии, со прави (c‘m=const), кои се задаваат по желба, наоѓањето на апсцисите на пресечните точки и враќање врз линиите од потенцијалната мрежа, се наоѓаат точки со постојани брзини по различните линии. Поврзувањето на тие точки со глатки криви ги дава линиите со постоечките брзини во потенцијалната мрежа.На слика 3.3 со осната линија е покажана линијата по која се гради промената на меридијанската брзина.

Слика 3.3 - Потенцијална мрежа во струен проток 12

Линиите на постојаните брзини дозволуваат да се пронајдат, преку интерполацијата или експраполацијата, меридијанските брзини за секоја струјна линија по целата должина. Тие брзини се неопходни за цртање на триаголниците на брзини на влез и на излез од лопатката, како и при цртање на струјните линии на лопатката по точки, или при искористување на законитоста за трансформација на енергијата.Видното изменување на меридијанската брзина по должина на струјните линии е една од гаранциите за добро изградена потенцијална мрежа. Пресметката на работната лопатка, се извршува преку исцртување на секоја струјна линија во хоризонтална проекција.Според тоа е неопходно да се најдат аглите на влез и на излез за секоја струјна линија и да се уточни бројот и дебелината на лопатките. За целта е неопходно да се прифатат во прво приближување коефициентите на стеснување при влезот = 1,15 ÷ 1,35 и при излезот = 1,05 ÷ 1,20 според кој се наоѓаат средните меридијански брзини: = и = .

Слика 3.4 - Влезни и излезни параметри на турбопумпа На слика 8 се прикажани најваќните параметри на турбопумпа, на влез и излез од работното коло. За турбомашини со низок специфичен број на вртежи, а особено за вентилатори и компресори, кога внатрешниот раб е паралелен со вратилото на машината т.е. = , аголот на лопатките се пресметува според изразот: = Каде што

=

+

1+

чекор на лопатките, 13

=

– претставува број на лопатки во работното коло

- изнесува од 5 до 6 за пумпи.

За првото приближување аглите и се усвојуваат, и затоа бројот на лопатките z се прифаќа според сличноста на друга таква машина. За пумпи со повисока брзина на вртење, кога работната лопатка е извиткана (извитоперена) и влезниот раб се зема наклонет спрема оската на машината (обично по еквипотенцијална линија), аголот е различен за секоја струјна линија и во тој случај се пресметува по изразот: =

1

+

+

каде што е аголот меѓу тангентата на струјната линија и тангентата на влезниот раб во точката од струјната линија на влезниот раб. Аголот на лопатката при излезот

во првото приближување се пресметува по изразот: =

каде што односите на релативните брзини изнесуваат: ≅ 1,2 ÷ 1,5 за

= 200 ÷ 70

≅ 1,5 ÷ 2,1 за

= 70 ÷ 40

< 80, тогаш лопатката е речиси радијална.

Кога специфичниот број на вртежи е

Во тој случај, земајќи ги во предвид и бројот на лопатки, коефициентот k се наоѓа преку изразот: = Каде што:

= (0,55 ÷ 0,68) + 0,6

1+

1

(

⁄

)

- експериментален коефициент

14

Слика 3.5 - Агол на наклонување на влезниот и излезниот раб во однос на струјницата

За пумпи со специфичен број на вртежи поголем од 80, проточниот канал е таков што лопатката се добива со двојна кривина. Во тој случај коефициентот се пресметува преку изразот: = =∫

1+

1

- статички момент на струјната линија

По наоѓање на коефициентот k, за периферната брзина на излезот на колото се добива: =

=

Каде што: =

[

2

2

=

2

+ =

30

] претставува аголна брзина на работното коло

Од овде следува дека:

=

Со тој дијаметар , се повторуваат сите пресметки од ново, при што се наоѓаат точните вредности на меридијанските брзини при влезот и излезот од лопатката на работното коло ( и ) за секоја струјна линија од струјниот проток. За таа цел, неопходно е да се најдат

15

реалните (не претходните) вредности на коефициентот на стеснување при влез .

и при излезот

Кога ќе се земе во предвид дека влезниот раб е наклонет спрема струјните линии под некаков агол (слика 9), а за високи вредности на специфичниот број на вртежи (се однесува и за излезниот раб), за пресекот на лопатката на влез, соодветно и за излезот, кое предизвикува стеснување на каналот, се добива:

Каде што

и

=

;и

=

;

се дебелини на лопатката при влез и излез на секоја струјница.

Коефициентот на стеснување во првото приближување се пресметува по изразите: =

1−

=

1 2

и

=

и

=

1−

1

2

Откако се определи дијаметарот на секоја струјница (на работното коло) во последното приближување, се определува аголот на излез наистата лопатката . За таа цел се наоѓаат одново периферната брзина и меридијанската брзина и брзината , така што:

Аголот

=

се пресметува од триаголникот на брзини за бесконечен број на лопатки : =

−

16

Слика 3.6 - Триаголници на брзини на влез и излез од работно коло

За аголот обично се применува малку поголем од пресметаниот агол , поради подобрување на кавитациските особини на пумпата. Обично разликата меѓу двата агла изнесува од 30 до 80 (150), или: =

+ 3 ÷ 8 (15 ).

Од кавитациска гледна точка оптималниот агол на лопатката

на влез изнесува околу 180.

17

4. Пресметка и конструкција на спирално куќиште на пумпа

Неподвижните елементи на проточниот канал на турбопумпата обезбедуваат довод на течноста во работното коло, нејзино пренесување (кај повеќе степените пумпи) на наредните степени и одвод на течноста од работното коло спрема излезниот отвор, поврзан за потисниот цевковод на пумпната постројка. Елементот на куќиштето на центрифугалната пумпа на всисот или на доводот на пумпата, претставува дел од проточниот канал од влезните (приклучни) прирабници на пумпата т.е. од влезот на пумата до влезот на работното коло.Конструкција на доводот директно влијае на полето на апсолутната брзина на струење пред влезот на работното коло, а карактерот на струењето на доводот директно влијае на степенот на полезно дејство на пумпата и нејзините работни карактеристики.Ова влијание е посебно изразено кај брзоодните пумпи, кои работат на мали напори. Доводниот елемент (всисниот дел) на пумпата, треба да биде обликуван така што со што е можно помали загуби да обезбеди: Струење на течноста во всисниот цевковод со мала брзина на влез во работното коло; Рамномерно и осно симетрично поле на брзината пред колото, кое е предуслов за остварување стационарно (релативно) струење во работното коло; Струење без ротациони компоненти на брзината на влезот во работното коло, освен ако е предвидено доведување на течност со влезен вртлог. Всисниот дел, треба својата функција да ја исполни, како при оптимален режим, така и при режимот кога на влезот во колото може да дојде до делимично повратно струење, односно до појава на вртлози. Во пракса, најчесто се користат два конструктивни концепта на всисни елементи на пумпата: -

Аксијален довод (обично изведен како конусен доводен канал со права) Бочен довод со сложен облик

18

Слика 4.1 - Можни изведби на куќиштето на пумпата од всисна страна Конусниот довод (конфузорот) со права оска е наједноставен (и во хидрауличка смисла) и најповолен доводен елемент на пумпата. Тој се користи секогаш кога тоа е изводливо, но можностите за тоа се за жал ретки (конзолни и вертикални пумпи) Конус со извиена оска се применува речиси секогаш (најчесто за сите конзолни едноставни пумпи).Во хидрауличка смисла е незначително поволен од првиот конус. Зголемувањето на апсолутната брзина на струење во доводниот елемент на пумпата, изведен како конфузор, во еден или во друг случај, треба да е околу 10% до 20%.Со цел да се спречи појава на вртлог пред колото, предизвикано од делимично повратното струење (при работа на пумпата со омали протоци), корисно е вградување на радијални усмерувачки елементи во областа пред работното коло.

19

Радијален прстенест довод наоѓа примена кај голем број на едностепени и во скоро сите повеќестепени пумпи. Се применуваат во основа три типа на конструкции: Симетричен (прстенест) довод, кој обезбедува поле на брзина на влезот во колото без ротациони компоненти Полуспирален довод, кој обезбедува доведување на струјата со вртлог на влезот во колото Лопатичен довод кај повеќестепенска пумпа (предколо). Потисните канали (одводот) на пумпата, има основна задача да ја одведе течноста од работното коло до излезниот пресек на пумпата, на која се надоврзува потисен цевковод или до наредното работно коло, ако се работи за повеќе степена пумпа. Потисниот канал се обликува на тој начин што при минимални хидраулични загуби да обезбеди: Трансформација на кинетичката енергија на струењето на течноста во статички напор (притисок) Симетрично струјно поле (на брзини и притисок) во однос на оската на движење, обезбедуваат услови за стационарно движење на течноста низ колото. Ова барање во практична смисла подразбира да одводниот елемент не треба да го деформира полето на брзините и притисокот, кои се формирале низ работното коло. Одводниот елемент треба да има што е можно помали габарити, а неговата конструкција да биде таква да овозможи изработка, што поедноставна и поекономична и да овозможи добра обработка на внатрешните работни површини (ова е важен услов, но не секогаш остварлив). Во принцип, кај центрифугалните пумпи се применуваат четири варијанти на доводни елементи на обликот на дифузорот: -

Спирален дифузор (1) Конусен дифузор (2) Безлопатичен ротационен дифузор со паралелни ѕидови (3) Лопатичен дифузор (4)

На слика 4.2 се прикажани можните изведби на куќиштето на центрифугалните пумпи од потисната страна.

20

Слика 4.2 1. Спирален дифузор 2. Конусен дифузор 3. Безлопатичен ротационен дифузор со паралелни ѕидови 4. Лопатичен дифузор По правило центрифугалните пумпи имаат и спирален и коничен дифузор.Во поедини случаи коничниот дифузор не може да се применува од чисто конструктивни причини, заради големиот агол на ширење (односно на површините на излезот и влезот).Во тие случаи треба да се предвиди на излезот од работното коло прстенест дифузор со или без лопатки.Меѓутоа, треба да се има во предвид дека со вградување на прстенест дифузор се зголемува гамаритот на пумпата во радијален правец, што секако не е пожелно. Со примена на дифузор со лопатки, голем дел од кинетичката енергија се претвора во енергија на притисок со голем степен на полезно дејство, при исти габарити во радијален правец, во однос на случајот кога се користи дифузор без лопатки.Меѓутоа, технолошки е посложен лопатичниот дифузор. Прстенестиот дифузор без лопатки, често се користи во комбинација со останатите типови на дифузори.Тој, практично, се изработува во облик на радијален зазор помеѓуработното коло и спиралниот или лопатичниот дифузор. Спиралниот дифузор е основен тип на одводен канал, кој се применува кај центрифугалните пумпи.Освен улогата на дифузор (да го успорува струењето), тој има задача да ја собере цела течност, која излегува од работното коло на пумпата и да ја одведе до излезниот отвор кој е врзан за потисниот цевковод на пумпната постројка. Попречниот пресек на спиралата, постепено се зголемува во насоката на ротација на колото.Зголемувањето на пресекот е условено со постојано зголемување на количината на течноста (протокот) која доаѓа од работното коло, а освен тоа и задолжително трансформирање на кинетичката енергија на течноста во притисна енергија. Имено, брзината на струење на течноста во спиралата и излезниот дифузор мора да опаѓа од ниво на апсолутна брзина на излезот од работно коло на дозволеното ниво на брзина во потисниот цевковод (која е во зависност од конкретните услови на работа на пумпната постријка).

21

4.1 Пресметка на спирален дифузор според законот на слободен вртлог Моделот на струење, базиран на претпоставки на идеална течност, дфиниран е со законот на ). При пресметката на дифузорот, по овој закон, се тргнува од слободен вртлог ( ∙ = претпоставката дека контурата на надворешниот ѕид на дифузорот се поклопува со правецот на струјната линија на течноста, која слободно се движи од работното коло.Надворешниот ѕид на дифузорот не смее да го пореметува струењето. Проточните пресеци на спиралниот дифузор се ). одредува во функција од зададениот проток и законот за промена на брзината ( ∙ = Додатното зголемување на пресекот заради трансформација на кинетичката енергија во притисна енергија, (геометриски дифузорски ефект), во принцип не се работ бидејќи се мисли дека тоа предизвикува поголеми дополнителни хидраулични губитоци.

Слика 4.3 – Пресметка на спирален дифузор Се претпоставува да е протокот на течноста низ лачниот елемент на колото, на надворешниот пречник, пропорционален на центрифугалниот агол на гој лак. Ќе го означиме со протокот низ лакот О-а на радиусот . Тогаш протокот на течноста низ кружниот лак на радиусот на колото е пропорционален на центрифугалниот агол кој одговара на тој лак. Протокот ќе биде:

Каде што:

низ произволниот пресек кој одговара на центрифугалниот агол на спиралата

=

2

- претставува центрифугален агол на спиралата О-а 22

- претставува проток низ колото. Протокот на спиралата ( Ако се изрази

низ произволниот елементарен напречен пресек ), го има следниот израз: =

, кој одговара на аголот

=

преку циркулацијата околу колот Γ важи: =

Γ 2

- претставува радиус на внатрешниот круг на спиралата По наведување на изразот за брзината и изразот за произволен елементарниот пресек и нивно заменување во равенката за елементарен проток, следува: =

Протокот низ пресекот а-а’ ќе биде:

При изедначување на изразите за

=

Γ 2 =

Γ 2

се добива следново равенство: =

2

Γ 2

На овој начин се добива врската помеѓу аголот дијаметар) на надворешниот круг на спиралата S, : =

и геометриските параметри (ширина и

Γ

Ова е основниот аналитички израз за пресметка на геометријата на спиралниот дифузор.

23

4.2 Правоаголни пресеци на спиралите Најпрост облик на спиралниот дифузор е дифузор со правоаголен пресек со паралелни бочни ѕидови (константа ширина). Законот за контурни надворешни прстени се одредува со формулата: Γ

=

Со замена на = = каде претставува константа ширина на спиралниот канал, после интеграција на изразот се добива: =

или

Γ

( =

Ако се има во предвид дека Γ = 2π

−

Γ

, и дека е

Γ

=

=е

=

)

=

ќе се добие:

Според тоа, законот за надворешна контура на спиралниот дифузор со константна ширина (правоаголен пресек), претставува равенка на логоритамска спирала.Тоа треба да се очекува, бидејќи се тргнува од претпоставката да надворешната контура на спиралата одговара на стујниците на слободно струење на течноста во одводниот елемент, а струјната линија која излегува од работното коло и се движи помеѓу паралелните бочни ѕидови е всушност логаритамска спирала.

Слика 4.4 – Пресметка на спирала со правоаголен пресек 24

Ширината на спиралата е во функција од ширината на работното коло . Ширината на спиралниот дифузор (за дифузор со неправилен пресек тоа е ширина на влезот ) може да биде поголема или помала од ширината на работното коло , земајќи ја во предвид дебелината на бочните ѕидови, но во принцип секогаш е поголема од ширината . Забележана е тенденција дека се бира што поширок влез во спиралниот дифузор, со цел да се искористи напорот на струјата која слегува низ бочните површини на работниот канал. Во тој случај ширината треба да се бира (според препораки од производителите на центрифугални пумпи) во границите = + 0,5 .

Во случај на тесен влез во спиралата, се препорачува = +2÷3[ ]. Пресметковно добиениот профил на спиралата се корегира на т.н. јазик на спиралата, кој го формираат почетокот на контурата на спиралниот канал и дифузорот, кој што ја подобрува работата на пумпите при променлив проток.

4.3 Кружни пресеци на спиралите На слика 4.5 е прикажан кружен пресек на спирален дифузор.

Слика 4.5 – Пресметка на спирален дифузор со кружен пресек

Од триаголникот Оеd следува: 25

Односно:

Каде

−( − )

=2

претставува радиус на кружниот пресек на спиралата.

Ако равенката спиралата

−( − )

=

2

=

∫

=2

−( − )

, за истиот агол се добива следниот израз:

Со замена на границите

=

Γ

+

=

=а− ;

После интегрирање се добива:

Со замена: а =

се замени во равенката за центрифугален агол на

=

а

а

конечно се добива: =

2πΓ

во интегралот се добива: −( − )

2

2πΓ

+

−

−

−

(

Ако оваа равенка се реши по и при тоа, радиусот на пресекот и аголот на положбата : =

+ 2

−( − )

2

=а+

Γ

=

Γ

;

+2 )

се изрази во [ = 360

Γ

] се добива врската меѓу

;

26

4.4 Пресметка на спирален дифузор по закон за константна средна брзина на струењето Во пракса се применува метод за пресметка на спиралниот дифузор кој се базира на претпоставката дека средната брзина на струење на течноста, во сите радијални пресеци на спиралата е константна. Претпоставката за константна брзина подразбира дека секој проточен пресек на спиралата е пропорционален со протокот кој е пропорционален со аголот на спиралата . Промената на брзината при премин на поголем радиус на константна циркулација при овој метод не се зема во предвид.Овој компромис се базира на експериментално докажаниот факт дека реалната слика за полето на брзината во радијалното струење, поради турбулентното струење, не одговара на полето на брзината при струење со константна циркулација. Средната брзина според Suhanov изнесува:

За специфичен број на вртежи од

= (0.65 ÷ 0.75)

= 150се препорачува: = 0.75

Редоследот на пресметката на спиралниот дифузор е следен: I. II. III.

IV.

Се задава брзината = (0.65 ÷ 0.75) ; Се одредува површината на излезниот пресек на спиралата (низ кој поминува целиот проток Q) Се одредува површината на спиралата во било кој пресек. Се пресметува според изразот: =

360 Каде што претставува агол кој одговара на произволен пресек на спиралата. На база на површината на попречниот пресек се одредува геометријата на спиралниот дифузор при зададен облик на попречниот пресек.

Најчесто во примена се: кружен пресек, пресек во облик на потковица и пресек во облик на трапез.

27

4.5 Кружен пресек на спиралата Радиусот на спиралниот пресек се наоѓа од односот: =

;

=

=

Или пак, користејќи го претходното изведено: =

ќе се добие:

360

=

360

Радиусот на средната линија на спиралата се добива од простиот однос: =

+

360

4.6 Спирала со пресек на потковица Изразот за пресметка на радиусот е следниот:

= каде што: =

2

- агол на потковицата на пресекот

+

722 − 246

=

4

2

2

28

Слика 4.6 – Пресметка на спирала со неправилен пресек Ако се усвои дека = за сите пресеци, тогаш профилирањето на контурата на спиралата се поедноставува.Пресметувајќи ја вредноста за одредена низа вредности за се одредува контурата на спиралата, односно пресеците за целиот спирален дифузор. Најмалиот попречен пресек на спиралниот дифузор од овој облик ќе биде при = ′. Во тој случај кружниот лак ги тангира правите страни на профилот на пресекот повлечени во точките DиD’, а аголот на спиралата има вредност: =

360

4

2

+

2

−

4.7 Пресек на спиралата во облик на сегмент Радиусот на надворешниот прстен на спиралата се одредува според изразот: = ( eво радијани, а

е во степени)

Најголемиот пресек ќе биде при:

=

90

+

2 ⁄

За спирала со ваков напречен пресек се препорачува

= 35 ÷ 45

За случај на рамен дифузор со паралелни ѕидови, во пракса за конструирање на пумпи и вентилатори, развиен е приближен метод за профилирање на контурите на надворешниот прстен на дифузорот по логаритамска спирала со помош на т.н. конструкторски квадрат. 29

На овој начин логаритамската спирала се црта со четири радиуса на кружниот лак, кои се наоѓаат во темињата на квадратот чија страна е еднаква на четвртина од вредноста ( ширина на дифузорот во пресек = 360 ). Спиралниот дифузор со надворешна контура профилирана на овој начин има нешто поголем попречен пресек од дифузорот профилиран со логаритамска спирала.Ова е потполно прифатливо посебно кај пумпи кои работат со изразено променлив проток.

Слика 4.7 Профилирање на пресекот на спирала.

30

5. CF TURBO – софтвер за пресметка на работно коло и спирала на центрифугални пумпи

Програмата се користи за конструирање на радијални и ради-аксијални работни кола на центрифугални пумпи и спиралата. Програмата е лесна за користење и овозможува брза пресметка на димензиите и исцртување на обликот на работните кола и спиралите. Различни модели може да бидат прикажани, споредувани и модифицирани наизменично. Програмата содржи бројни апроксимативни функции кои може да се подесуваат од корисникот, за да може програмот да го користат студенти и инженери со различно познавање од областа на центрифугалните пумпи. Програмата овозможува : -

Апроксимативни функции за карактеристични параметри, кои се потребни при пресметките, и кои може да бидат подесувани од корисникот Пресметка на главните димензии на работното коло Пресметка и модификација на аглите на лопатките на влез и на излез од колото Пресметка на струењето во меридијански пресек по струјниците, прикажување на струјниците и распоред на брзината Добивање на профилот на лопатките со дефинирање на дебелината во 4 различни точки, прикажување на промената на дебелината по профилот на лопатките Конструкција на спиралата за различни форми на попречниот пресекм според теоријата на Флеидерер или Степаноф Комплетен 3Д приказ на конструирана геометрија според конструктивниот процес Извештај за конструкцијата, како Word документ – лесно прикачување на добиените податоци во програми за обработка на податоци Користење на добиената геометрија во различни CAD и CFD програми, за понатамошни пресметки, измени во геометријата и симулации.

По стартувањето на програмот, одбираме мерни единици според кои ќе ја вршиме пресметката. Овде имаме можност за избор помеѓу SI и US систем. Го користиме SI системот.

31

За пресметка на димензиите на роторот CFTURBO користи многу апроксимативни функции кои се наоѓаат во неговата база на податоци или може да се импортираат од самиот корисник. Овие функции се базирани на податоци од објавени мерења за центрифугални пумпи со високи коефициенти на корисно дејство. Апроксимативните функции се графички прикажани и може индивидуално да се прилагодуваат. Постојат функции во програмот за следниве физички величини: -

коефициент на хидраулична ефикасност

-

коефициент на волуменска ефикасност

-

коефициент на внатрешни загуби од триење

-

коефициент на механичка ефикасност

-

притисен коефициент

-

всисен коефициент

-

број на лопатки

-

односот

-

меридијанското успорување

-

аглите на влез на лопатките

-

аглите на излез на лопатките

-

наклонот на венците

-

дебелина на влезната ивица на лопатката

-

дебелина на излезната ивица на лопатката

-

односот на дијаметрите 32

-

односот на ширините

-

Stepanoff константата

Сите овие функции се графички прикажани во зависност од специфичниот број на вртежи кој е веќе пресметан. Тоа значи дека програмот во зависност од специфичниот број на вртежи и на основа на графички прикажаните зависности помеѓу и погоре наброените физички големини ги одредува димензиите на роторот, обликот на лопатките а според зададениот проток, напор и број на вртежи го одредува и струењето низ роторот. На сликите 5.2 и 5.3 прикажани се хидрауличниот и волуменскиот коефициент на полезно дејство, за зададен проток и специфичен број на вртежи.

Сл. 5.2 – Хидрауличен коефициент на полезно дејство

33

Сл. 5.3 – Волуменски коефициент на полезно дејство

Во продолжение прикажани се табели со формули и коефициенти ( вредности, односно бројни вредности кои се земаат за потребните коефициенти при пресметка на димензиите на роторот) кои ги користи програмот CFTURBO 5.

34

Сл. 5.4 Пресметка на основните потребни параметри

Сл. 5.5 – Потребни параметри за пресметка на дијаметар на влез во колото

Сл. 5.6 – Потребни параметри за пресметка на дијаметарот и широчината на излез од колото

По подесувањето на основните параметри на програмата, може да се започне со пресметката на работното коло.За добивање на финалниот меридијански пресек, распоредот на меридијанските брзини на влез и излез од работното коло и триаголниците на брзини ќе се послужиме со софтверскиот пакет CFTURBO 5. 35

Реалното струење во роторот на пумпата е тридимензионално и турбулентно. Се појавуваат секундарни струења, одвојувања во граничните слоеви, кавитација и т.н. Во пракса реалното струење се упростува со додавање на струјници кои лежат во меридијанскиот пресек. Параметрите на всис носат индекс s, непосредно пред влезната ивица на лопатката 0, на самата влезна ивица на лопатката 1, на излезната ивица 2 и непосредно по излезната ивица на лопатката 3.

Сл. 5.7 – Главни димензии на работното коло

Најпрво се дефинираат главните димензии на работното коло – тоа го правиме во подменито Main Dimensions. Овде се формира основата за сите понатамошни пресметки.

36

Сл. 5.8 – Мени во CF Turbo за определување на главните димензии на работното коло

Ги внесуваме зададените параметри за задачата – Q, H, n и ρ. Врз основа на овие внесени податоци, програмот со помош на вградените апроксимативни функции ги пресметува другите потребни димензии, кои ни се прикажани на претходната слика. По одредувањето на главните димензии на работното коло, преминуваме на вториот важен ден од пресметката во CF Turbo – исцртувањето на меридијанскиот пресек.

37

Сл. 5.9 – Изглед на меридијански пресек на пумпа, генериран во CF Turbo Откако ќе се одредат главните димензии на работното коло и геометријата на меридијанскиот пресек, се преминува на конструирање на работните лопатки. За да се започне со конструкцијата, треба да бидат зададени бројот на лопатки, и аглите на влез и излез од работното коло.

Сл. 5.10 – Триаголници на брзини на влез (Leading) и на излез (Trailing)

38

Прикажани се триаголниците на брзините на влез и на излез од работното коло. По конструирањето на работните лопатки, добиваме струјна слика за меридијанскиот проток. Бидејќи со овој програм се добива груба претпоставка на меридијанското струење, ефектот на триење е занемарен. По завршувањето на пресметката во CF Turbo, може со примена на CFD програм да се повтори пресметката на работното коло или на пумпата во целост.

Сл. 5.11 – Меридијанска брзина, релативна брзина, и струјници во меридијански пресек

По завршувањето на пресметката на основните димензии и големини на работното коло, и исцртување на геометриите, се преминува на пресметка на спиралата на пумпата. Процесот започнува слично како и кај работното коло, бидејќи на почетокот се задаваат основните работни параметри, но за разлика од работното коло, овде дополнително треба да се внесат и вредностите за D2и b2добиени при пресметката на работното коло. Тоа ни е прикажано на следната слика.

39

Сл. 5.12 – Пресметка на димензиите на спирала на пумпа По одредување на основните димензии на спиралата, се преминува на конструирање на нејзината геометрија.

Сл. 5.13 – Приказ на геометрија на спирала во CF Turbo 40

По завршувањето на пресметката и дефинирањето на геометријата на работното коло и на спиралата, може да се генерира 3D изглед. На сликите се прикажани работното коло и спиралата во 3D изглед генериран од CF TURBO.

Сл. 5.14 – 3D изглед на работното коло

Сл. 5.15 – 3D изглед на спиралата

41

6. Нумеричка пресметка Пресметката се врши според равенките дефинирави во глава 3. Како почетни (зададени) параметри за пресметка се зема : -

Напор на пумпата H=40 m ; Волуменски проток Q= 290 m3/h ; Број на вртежи n=1850 vrt/min ; Работна течност – вода, со густина ρ=1000 kg/m3 ;

Пресметката започнува со одредување на специфичниот број на вртежи според : = 3.13

= 102,97

Реален проток кој поминува низ колото :

=

= 0,082

/

Пресметка на коеф. на полезно дејство (хидрауличен, механички, и волуменски) : ,

=1−

(

,

= (4 ÷ 4,5)10

1 = 0,896 − 0.172)

= 0,9

=

⁄ = 150,4 [ 1

⁄

1 + 0,68

= 0,97

]

= (0.96 ÷ 0.98)

1

1+

По одредувањето на степенот на полезно дејство, може да се пресмета потребната моќност : =

1000

= 41,136 [

]

Моќноста на електромоторот, кој го задвижува работното коло на пумпата се пресметува преку изразот: = (1.1 ÷ 1.2) = 47,3 [

]

10 = 212,45 [

=

Дијаметарот на вратилото на пумпата, се пресметува според оптоварување од чиста торзија : =

30

= 193,73

=

]

16

= 0,03 [ ]

Пресметка на дијаметарот на влез на работното коло, за конзолно работно коло : 42

=

4

= 0,151 [ ]

Брзината с0 на влез во работното коло, се пресметува според изразот на Руднев : = (0.06 ÷ 0.08)

= 4,583

Дијаметарот D1се одредува според добиената вредност за D0 : = (0.58 ÷ 0.72)

= 0.098 [ ]

Потоа се пресметува широчината на работното коло според : =

= 0,06 [ ]

Од дијаграмот на слика 3.2 се одредуваат вредностите на коефи. за напор и проток ψ и φ, според специфичниот број на вртежи. Потоа ги одредуваме дијаметарот, меридијанската брзина и широчината на излез од работното коло според : = 0.97

= 0.122

=

= 0.025 [ ]

7200

= 0.295 [ ]

=

= 3.486

60

=

Реалните вредности замеридијанските брзини се добиваат со помош на корекциони фактори според : =

= 5,729

=

= 3.904

Потоа се одредуваат аглите на лопатките на влез и на излез од работното коло : =

=

Со овие обрасци се добиваат приближни вредности, кои треба да бидат корегирани, поради кавитациските услови. Затоа според препорака, се земаат вредности за аглите β 1l=18o и β2l=23o. Преостанува уште да се пресметаат вредностите на периферната брзина, и врз основа на добиената вредност да се корегира дијаметарот на излез од работното коло : =

2

2

+

= 24,97

=

60

= 0.258 [ ] 43

7. Споредба помеѓу добиените резултати од пресметката и од програмскиот пакет CF Turbo

Пресметката на димензиите на работното коло на пумпата се врши на 2 начини. Првиот е според изведените формули за пресметка на турбопумпи, а вториот е со користење на програмски пакет, кој во себе содржи голем број на апроксимативни функции, кои се креирани врз основа на голем број резултати од претходно изведени конструкции кои се покажале како добро изведени – голем степен на корисно дејство. И во двата случаи пресметката ја вршиме за истите зададени почетни податоци, кој во овој случај се : -

Напор на пумпата H=40 m ; Волуменски проток Q= 290 m3/h ; Број на вртежи n=1850 vrt/min ; Работна течност – вода, со густина ρ=1000 kg/m3 ;

Параметар Пресметка CF Turbo Разлика (%)

ns 102.97 103.29 0.3

η 0.78 0.87 11

P (kW) 41.136 31.6 30

Pel(kW) 47.3 36.5 29

d (m) 0.03 0.031 3

D0 (m) 0.151 0.170 12

D2(m) 0.295 0.300 2

b2 (m) 0.025 0.029 16

c1m m/s 4.58 3.8 20

c2m m/s 3.48 3.0 16

44

8. Пумпна станица

Пумпа, со погонски мотор (пумпен агрегат) поврзана во цевководен систем со соодветна хидромашинска опрема во една целина, која служи за транспорт на течност од едно ниво на друго, претставува пумпна станица. Во пумпните станици, со помош на пумпата, работната течност се пренесува од всисниот резервоар, преку всисен и потисен цевковод, до потисниот резервоар или потрошувачот. На сл. 8.1 е прикажана пумпна станица со основните составни делови : 1 всисен резервоар, 2 всисен цевковод, 3 пумпа, 4 електромотор, 5 вентил пред потисен цевковод, 6 потисен цевковод, 7 мерна бленда, 8 потисен резервоар и 9 всисна корпа

Сл. 8.1 – Пумпна станица

Основни хидраулични параметри на една пумпна станица се: -

-

Геодетски коти на слободната површина на течноста во резервоарите на всисот и на потисот и оската на пумпниот агрегат врз основа на кои се одредува: ℎ - геодетска висина на потисокот ℎ – всисна геодетска висина ℎ - потисна геодетска висина Притисоци на всисниот и потисниот резервоар 45

-

-

Хидраулични загуби на всисот, од влезниот пресек на постројката до влезната прирабница на пумпата и на потис, од излезната прирабница на пумпата до излезниот пресек на постројката. Овие загуби се составени од линиски и локални хидраулични загуби во всисниот и во потисниот цевковод. Брзината на движење на течноста во всисниот пресек (u-u) и потисниот пресек (r-r). Општата равенка за пресметка на напорот на постројката гласи: − − = + + + +ℎ + ℎ [ ] 2 Односно: − − = + + ℎ + + [ ] 2

Во инженерската пракса,вкупната геодетска висина на потиснување се дефинира како вертикалното растојание помеѓу излезниот и влезниот пресек на постројката т.е. растојанието помеѓу нивото на течноста во всисниот и потисниот резервоар ℎ . Ако се претпостави дека промената на нивото на водата во всисниот и потисниот резервоар се занемарливи, тогаш и брзините на струење во пресеците имаат занемарливо мала вредност: , = 0, па тогаш изразот за напорот на пумпната постројка ќе го добие следниот изглед: =

−

ℎ [ ]

+ℎ +

Геодетската висина ℎ и притисоците и во принцип, не зависат од протокот на постројката . Меѓутоа, вредноста на вкупните хидраулични загуби ∑ ℎ , дефинирана е како збир од загуби на всисот ∑ ℎ и потисот ∑ ℎ и е директно пропорционална на квадратот на брзината на движењето на течноста, односно, е правопропорционални на квадратот на протокот на постројката . ℎ =

=

2

- претставува коефициент на цевководот и зависи конфигурација;

само од неговата геометрија и

- коефициент на локални и линиски загуби ; - претставува површина на соодветен пресек; За напорот на пумпната постројка се добива следниов израз: =

−

+ℎ +

[ ] 46

Напорот на пумпната постројка, ја претставува енергијата која е потребна една единица маса на течноста да се транспортира од всисен до потисен резервоар, при правилен проток. Согласно со последниот израз, за напор на постројката, истиот е еквивалентен на потребната енергија на флуидната струја за да течноста се подигне на одредена геодетска висина и притоа да се совлада разликата на притисок над нивото на водата во всисниот и потисниот резервоар, како и да се совладат хидрауличните загуби на висниот и потисниот цевковод. Зависноста на напорот на постројката од протокот изразена во графички облик, претставува карактеристика на пумпната постројка.Во инженерската пракса, таа се дефинира и како карактеристика на мрежа или како парабола на загуби на пумпната постројка. Во пракса се можни случаи кога притисоците во резервоарите се исти и еднакви на атмосферскиот, или кога во нив постои надпритисок, како и случаи кога вредноста на геодетската висина на постројката е позната, негативна или еднаква на нула.

8.1 Работа на пумпна станица со повеќе од еден агрегат

Пумпната постројка многу ретко се проектира со еден пумпен агрегат, заради две причини.Прва причина е заради сигурен погон т.е. заради избегнување на можноста од престанување на работата на постројката, неопходно е покрај основниот да се предвиди и резервен агрегат.Вградувањето на резервен агрегат значително ги зголемува инвестициските вложувања во пумпната постројка, со обзир дека пумпниот агрегат е најскап елемент во постројката. Втора причина, барањата на технолошките потрошувачи, кои треба да ги исполни пумпната постројка, во принцип, се менуваат во текот на денот, неделата или сезоната, и таквото покривање на протокот во широк опсег бара работа на пумпата во неоптимални работни режими и често со лош степен на искористување. За да се избегне ситуацијата и во едниот и во другиот случај во пумпната постројка се вградуваат повеќе пумпни агрегати, минимум два, кои, при заедничка работа, обезбедуваат проектни (оптимални) параметри на постројката (Hp, Qp). Постојат два начина за врзување на пумпите во мрежа: паралелно и серископоврзување. При паралелно врзување на повеќе пумпи кои заедно го напојуваат цевоводот на потис, нивниот број зависи, од потребниот проток низ пумпната постројка.Во овој случај на одреден број на работни пумпи се додава уште една резервна.Кај поголеми и поважни постројки бројот на резервни агрегати е 20-30% од бројот на работни агрегати.Пожелно е, но не и морално, да паралелно врзаните пумпи бидат со идентични карактеристики, бидејќи така се олеснува одржувањето и експлоатацијата со постројката. Сериското врзување на пумпи се применува за случај кога една пумпа не може да го оствари потребниот напор на постројката (Hp). Пумпите се вградуваат така да излезниот пресек на 47

пумпата на првиот степен се врзува со влезниот пресек на пумпата од вториот степен, а истото важи и за наредните степени. Со паралелната врска се собираат протоците на поединечните пумпни единици, а при сериската врска се собираат напорите.Кај сложените постројки можна е и комбинација, кога сериски ќе се поврзат неколку пумпни станици, од кои секоја може да има повеќе паралелно врзани пумпи.

8.2 Паралелна врска на пумпи

Паралелна работа на пумпи кои се наоѓаат на мали растојанија Обично пумпите кои работат на еден долг потисен цевовод, се вградуваат близу една до друга во машинската зграда на пумпната постројка.За да се обезбеди сигурна работа на пумпите треба да имаат независни всисни цевоводи. На сликата подолу, прикажана е шема на постројка со две пумпи (1 и 2) на кои одговараат различни работни карактеристики на напорот (H-Q)I и (H-Q)II. Поаѓајќи од претпоставката дека пумпите се вградени близу една до друга, а потисниот цевовод на кои се вградени е долг, може да се занемарат загубите во всисниот и потисниот цевовод до точката на разгранување на потисниот цевовод В. Ако за двете пумпи всисниот резервоар е заеднички тогаш и напорот за двете пумпи ќе биде ист бидејќи ист е и притисокот во чворот кој тие го остваруваат.Ако двете пумпи се заменат со една, тогаш таа пумпа мора да даде проток еднаков на збирот на поединечните протоци на двете пумпи, кои одговараат на ист напор.За да се добие карактеристиката на една еквивалентна пумпа или "сумарна карактеристика на двете пумпи" треба да се соберат апсцисите на работните точки на кривите H-Q на двете пумпи (протоците) кои одговараат за иста ордината (напор). Со други зборови, потребно е да се сложат кривите H(Q) на пумпите по хоризонтала. Во пресек на кривата на напорот (H-Q)I+II (сумарна карактеристика) со карактеристиката на пумпната постројка Hp(Q) се добива работната точка А. Апсцисата на точката А е еднаква на збирот од протоците на двете пуми Q I+QII, т.е. протокот на постројката Qp, а ординатата е еднаква на напорот на пумпите H I = HII, односно напорот на постројката Hp. Со повлекување на хоризонтална линија низ точката А до пресек со кривата (H-Q)I и (H-Q)II се добиваат точките на режимот на работа АI и AII а на апсцисата ќе се добијат работните параметри за двете пумпи Q при паралелна работа во постројката. За случај при поединечна работа на секоја од пумпите работните режими се во точките BI и BII.

48

Сл. 8.2 – Работни карактеристики при заедничка работа на 2 пумпи

8.3 Сериско поврзување на пумпи

Сериска врска на пумпи, се применува за зголемување на напорот во постројката во случај кога тоа неможе да се оствари само со една пумпа. При тоа протокот е ист низ сите степени на работната спрега, доколку помеѓу нив нема потрошувачка или доток на течност. Напорот на постројката еднаков е на збирот на напорите на поединечните пумпи, при ист проток. Редно врзаните пумпи може да бидат поставени во едно ниво или на различни висини и оддалечености една од друга, а можат да бидат со идентични или различни карактеристики. Редно врзување на пумпи со различни карактеристики. На слика 26 прикажана е шема на постројка со две редно врзани пумпи на исто ниво со различни карактеристики (H-Q)I и (H-Q)II. Висината на потисок е ho. Како и во случај на паралелна врска збирната карактеристика на група сериски врзани пумпи се одредува на основа на карактеристиката на секоја поединечно. Постапката се состои од тоа што се собираат ординатите на работните точки на карактеристиките H(Q) I и H(Q)II при ист проток и така се добива сумарната крива H(Q) I+II.

49

Сл. 8.3 – Карактеристики при работа на 2 сериски поврзани пумпи

При оваа врска течноста која се доведува на пумпата II веќе има значителен притисок, кој може да го надминува дозволениот работен притисок во куќиштето на самата пумпа.Заради тоа мора да се обрати внимание и другата пумпа да не се вградува непосредно до првата пумпа, туку нејзината позиција во постројката да се избере така да притисокот на всис се намали на дозволената вредност. Сериско врзување на идентични пумпи. На слика 8.4 прикажана е збирна работна карактеристика (2H-Q) за случај на постројка со две исти пумпи во сериска врска. Кривата (2HQ) се добива со удвојување на карактеристиките на кривата H(Q). Од точката Ао одредена со висината ho повлечена е карактеристиката на постројката H p = k . Q2. Пресекот на овие две карактеристики (точката А) го одредува вкупниот напор на постројката Hp. Секоја пумпа поединечно дава ист проток QA и напор H1=HA/2 (точка А1). Ако висинската разлика на нивоата во резервоарите е поголема од напорот, што може да го даде една пумпа, тогаш две редно спрегнати пумпи даваат проток QB и напор HB (точка В), а при тоа секоја остварува напор H=HB/2 и проток QB. Во овој случај вклучување во погон на само една пумпа не би имало смисла, бидејќи таа не може да го oствари потребниот напор. Сериска врска со две или повеќе пумпи, од гледна точка на сигурен погон е понеповолна од случај на само една пумпа со соодветен напор.Примената на ова решение е оправдано кога треба да се постигне изразито голем напор во постројката од оној кој може да го даде една пумпа или кога треба да се обезбеди значителна варијација на напорот во постројката.При тоа треба да се знае дека куќиштето на пумпата и останатите нејзини елементи димензионирани се 50

за одреден притисок.Заради тоа дозволениот притисок на всис на пумпата мора да се почитува при проектирање на постројки со редно спрегнати пумпи. Редното спрегнување на пумпи е поефикасно за цевоводи со помал пречник, додека паралелно спрегнати пумпи се за цевовод со поголеми пречници.При оценка на погодност на цевоводот потребно е да се врши анализа на решението со сериска и со паралелна врска, со претходно избрани пумпи, па дури потоа да се одлучи кое е подобро решение. При изборот на пумпи и начинот на нивно врзување во постројката треба да се внимава сите пумпи да работат во оптимален режим или блиску до него.Со цел да се постигне ефикасно решение најдобро е во фаза на проектирање на пумпната постројка да се варира со типови и величини на пумпи, траса и пречници на цевоводот.Ако се врши и оптимизација, тогаш задачата е многу сложена.

Сл. 8.4 – Сериско поврзување на 2 идентични пумпи Пресекот на збирната сумарна карактеристика на пумпите H(Q) I+II со карактеристиката на постројката Hp(Q) ја дава работната точка на постројката А, односно параметрите: H p =H + H и Qp. Со повлекување на вертикална линија низ оваа точка до пресек со кривите H(Q)I и H(Q)II се добиваат работни точки на секоја од пумпите при работа во сериска врска: АI(HI,Q)и AII(HIIQ). При поединечна работа на пумпите на мрежа, работните точки би одговориле на точките A '1 и A'2.

51

9. Заклучок

Со краткото теоретското изложување на основните параметри на пумпите, и карактеристичните големини при нивна работа, и примената за пресметка на конкретен пример за конструкција на пумпа, објаснувањето на користениот софтвер при пресметката, се комплетира проектната задача наменета за овој предмет. Пумпите како едни од најкористените енергетски машини, имаат огромна примена во сите области од животот во современото општество. Зависно од конкретната намена се избира соодветен тип на пумпа. Проектирањето на пумпите се врши врз основа на трите најважни параметри при работа – протокот,напорот и бројот на вртежи. Доколку пумпата е со посебна намена на претходните големини може да се додадат и одредени параметри на работната течност кои би влијаеле при пресметката и проектирањето. Проектирањето може да се изврши според соодветните равенки кои важат за работа на пумпите, и кои се употребуваат при решавање на поедноставни задачи. За да се зголеми ефективноста на процесот на проектирање, се применуваат програмски пакети, кои во себе содржат алгоритми за пресметка на потребните параметри за проектирање на пумпите. Добар пример за тоа е софтверскиот пакет CF Turbo. Тој во себе содржи голем број апроксимативни функции, кои се користат при пресметката. Од споредбата на резултатите помеѓу нумеричката пресметка и софтверската, се забележува дека има одредени отстапувања во добиените резултати. Најмала е разликата во пресметката на дијаметрите на работното коло, при пресметка на брзините се зголемува разликата,а при пресметка на моќноста достигнува најголема разлика од 30%. Разликата во добиените резултати се должи на користењето на апроксимативни функции во софтверот за пресметка. Пресметката преку програмата е многу едноставна и далеку побрза, но за користење на истата инженерот мора да ги има неопходните теоретски предзнаење, за да може со комбинација на двете, да направи добро изработен проект.

10. Користена литература :

1. „Турбомашини – Пумпи“ – М.Мркиќ 2. „Пумпи и пумпни станици“ - М.Ристиќ 3. CF Turbo – Software Manual 5.0

52