О компанииПродукцияСервисИнформацияКонтактыFAQВакансии

Кавитационный запас 

Кавитационный запас, удельная скорость всасывания  и энергия всасывания

При разработке насосных систем, важно обеспечить отвечающий требованиям кавитационный запас для правильной эксплуатации насоса. Неудовлетворительный кавитационный запас может серьезно ограничить выбор насоса или даже заставить сделать дорогостоящее изменение конструкции системы. С другой стороны, обеспечение завышенного кавитационного запаса может излишне увеличить стоимость системы. Удельная скорость всасывания может оказать помощь в данной ситуации.
Её значение определяется как:

Где  N - скорость насоса (об/мин)
м3/ч - Расход насоса в точке наивысшего КПД на входе рабочего колеса (Для насосов с рабочим колесом двухстороннего всасывания расход делится на два)
NPSH - кавитационный запас насоса в точке наивысшего КПД.
Для данного насоса, удельная скорость всасывания, в общем случае, постоянна - она не меняется, когда меняется скорость насоса. Опыт показывает, что 9000- достаточное значение удельной скорости всасывания. Насос с минимальной удельной скоростью всасывания 9000 полностью годен и не имеет поводов к жестким эксплуатационным ограничениям.

Пример:
Расход 454 м3/ч; напор 183 метра. Какое значение кавитационнго запаса требуется?
Предположим: для напора 180 метров, требуется работа на 3550 об/мин

Смежная проблема существует при выборе нового насоса в существующих системах, особенно при больших расходах. Удельная скорость всасывания выделит применения, где кавитационный запас может ограничить выбор насоса.
Пример:
Существующая система: Расход 454 м3/ч; напор 183 метра: NPSHa 9 метров. Какова максимальная скорость, при которой насос может работать без превышения кавитационного запаса?

Для работы насоса на такой скорости требуется редуктор, и на этой скорости насос может не развить требуемый напор. Как минимум, кавитационный запас ограничивает выбор насоса.

Система такая же. Целесообразен ли выбор насоса двухстороннего всасывания? Для насоса двухстороннего всасывания, расход делиться пополам.

Использование насоса двухстороннего всасывания один из способов обеспечения кавитационного запаса системы.

Количество энергии в перекачиваемой жидкости, которая мгновенно испаряется и затем схлопывается обратно в жидкость в области высокого давления при входе в рабочее колесо, определяет степень шума и/или повреждения от кавитации. Энергия всасывания определяется как:

Где De= диаметр на входе рабочего колеса (в дюймах)
Sg= Плотность жидкости (1,0 для холодной воды)
Высокая энергия всасывания начинаются от 160х106 для насосов с односторонним всасыванием и 120х106 для горизонтальных насосов двухстороннего всасывания. Предельно высокая энергия всасывание начинается от 1,5 кратного значения высокой энергии всасывания. Для вычисления диаметр на входе рабочего колеса обычно принимается как 90% от размера всасывающего патрубка, для насосов одностороннего всасывания, и 75% от размера всасывающего патрубка, для насосов двухстороннего всасывания.

Пример:
Удельная скорость всасывания 9000, скорость насоса 3550 об/мин, размер всасывающего патрубка 6 дюймов, плотность 1,0, насос одностороннего всасывания.

Так как 173х106 >160х106 , это насос с высокой энергией всасывания.

РАБОТА ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА БЕЗ ПРОБЛЕМ С КАВИТАЦИОННЫМ ЗАПАСОМ



Общее
Существует большой количество подробных публикаций о важности значения кавитационного запаса. На практике, однако, ошибки делаются постоянно, с повреждением насоса и даже с выходом из строя в итоге всей системы. Поэтому эти рекомендации предназначены показать, каким образом кавитационный запас системы может быть сделан более подходящим, используя разные параметры, и какие критерии важны при выборе насоса.

NPSH означает допустимый кавитационный запас. Система, в которой, к примеру, холодная вода течет в насос с высоты 1м без перепада давления имеет значение NPSH примерно 11м (не 1м).

NPSH =11 m
A = available


В данном случае, может быть использован только насос со значением NPSHr 10.5м и меньше, в целях безопасности имеется разница 0,5м

NPSH = 10.5 m
R = required


Кавитационный запас системы
Здесь приводится стандартная формула, которая полностью соответствует практике. Использованы последние обозначения в соответствии с DIN 24 260 Часть 1, редакция сентябрь 1986г.

NPSHA (ранее NPSHavail)в метрах, допустимый кавитационный запас
ρ1  (ранее ρs ) в барах
Избыточное давление во всасывающем патрубке прямо перед насосом (в случае, если давление ниже атмосферного, значение берется со знаком минус)

ρamb  (ранее ρB ) в барах абс.
Атмосферное давление (стандартно 1,013 бар абс.)

ρv  (ранее ρD ) в барах абс.
Давление насыщенных паров жидкости при рабочей температуре.

ς в кг/дм3
Плотность жидкости при рабочей температуре.

V1 (ранее VS ) в м/с
Скорость перекачиваемой жидкости во всасывающем патрубке.

Эти данные относятся непосредственно к центру всасывающего патрубка. Для упрощения ускорение свободного падения принимается не 9,81 м/с2, а 10,0 м/с2.


 Пример 1

Советы для решения проблем с кавитационным запасом.

NPSHr -кавитационный запас износа

Это значение может быть грубо вычислено, но обычно определяется на испытательной установке, на определенной скорости насоса, при определенном диаметре рабочего колеса и при определенной скорости подачи. Значение кавитационного запаса насоса NPSHR определяется уточнением полного напора насоса при различных подпорах на всасывании. С целью получения различных подпоров на всасывании, давление в питающем резервуаре понижается посредством дроссельного устройства. Сочетание этих методов часто используется с целью достижения пониженного давления.

Чем больше разрежение на входе рабочего колеса, тем большая кавитация происходит. Это ослабляет общей напор насоса. Значение, при котором общий напор насоса падает на 3% в результате такой кавитации принято называть значением кавитационного запаса насоса NPSHR.
Необходимы несколько тестов при одной подачи и при разных давлениях во всасывающем патрубке, прежде чем, посредством повторяющихся измерений, вычислений и т.п., определится 3-х процентное падение напора.

Для определения кривой кавитационного запаса насоса NPSHR, эти измерения делаются при различных подачах и при разных значениях диаметра рабочего колеса. Составление ряда таких кривых требует высоких затрат.

Кавитационный запас системы NPSHa < Кавитационный запас насоса NPSHr, что можно сделать?

Отдельные величины в формуле, относящиеся к системе:
ρ1- повысить давление во всасывающем патрубке, т.е. бОльшая подача жидкости, повышение уровня жидкости в питающем резервуаре, или поднять всасывающей резервуар на более высокий уровень или опустить насос, например, на один этаж ниже.
С другой стороны, номинальный диаметр трубопровода на всасывании должен быть соответствующих размеров, также необходимо быть уверенным, что задвижки и другая трубопроводная арматура во всасывающей линии имеет минимально возможный коэффициент потерь на трение, чтобы ρ1 перед насосом было максимально высоким. Например, наиболее подходящие – это шаровые задвижки полностью открытые в поперечном сечении.
ρamb -нет возможности менять.
ρv  -в некоторых случаях может жидкость охлаждаться перед входом в насос с целью уменьшения давления насыщенных паров.
ς -нет возможности менять.
V1 -если значение соответствует размерам всасывающего патрубка насоса, дальнейшее рассмотрение не имеет значения. Конечно значение V1 должно быть как можно меньше, как уже сказано в отношении ρv.

 Пример 2

Следующие способы устранения проблемы могут быть применены к насосу:
Уменьшение скорости подачи - Значение кавитационного запаса насоса обычно становится меньше, а значение кавитационного запаса системы увеличивается. Если необходимо, распределите расход на несколько насосов, например, задействуйте резервный насос.

Установка рабочего колеса большего диаметра- во многих случаях кавитационный запас насоса становиться лучше, но энергопотребление, конечно, тоже увеличивается.
Уменьшение скорости- Насосы работающие на меньших скоростях имеют лучшее значение кавитационного запаса. Во многих случаях, однако, становиться необходимым больший насос.

Установка рабочего колеса большего диаметра и уменьшение скорости - Если в насосе установлено относительно небольшой рабочее колесо, это решение идеально с точки зрения гидравлики. (более плавная работа, меньший износ).

Работа насоса с кавитацией - В особых случаях, поставщик насосов и эксплуатирующая систему организация могут договориться, что может быть падение напора более 3%. Однако, это должно быть тщательно установлено, чтобы не происходило полного падения напора.

Выбрать насос с лучшим значением кавитационного запаса
- Большие насосы во многих случаях имеют лучшее значение кавитационного запаса при одинаковой подаче. Если необходимо, возможно установить особые рабочие колеса сконструированные специально для хорошего всасывания.

Прочее
Пластиковые насосы обычно относительно нечувствительны к кавитации. Сложно также услышать само явление, т.к. пластик хороший звуковой изолятор.
Насосы с магнитной муфтой могут считаться как насосы с одинарным механическим уплотнением. Температура жидкости должна быть не менее 20°С ниже точки кипения.

Влияние давления насыщенных паров

В этом контексте, важность давления насыщенного пара должна быть опять подчеркнута:
Давление насыщенного пара это функция от температуры. Жидкости, которые перекачиваются близко к давлению насыщенного пара особенно опасны, т.к. даже небольшое увеличение температуры может вызвать испарение. Не только общее колебание температуры, но также затрудненное охлаждение или неконтролируемое подвод тепла может вызвать аварийную остановку. Недостаточный отвод тепла может быть, к примеру, из-за слишком низкой скорости подачи. Подвод тепла может произойти из-за повышенного трения в механическом уплотнении, повышенного трения в подшипниках в герметичных насосах с магнитной муфтой, и также, особенно, из-за тепловых потерь (вихревых токов) в металлическом стакане в насосах без уплотнения.

Насосы с двойным торцевым уплотнением наименее чувствительны, т.к. контактирующие поверхности смазываются по отдельному контуру.

КРИВЫЕ ХАРАКТЕРИСТИКИ НАСОСА

Характеристики центробежного насоса могут быть графически показаны на характеристической кривой. Типичная характеристическая кривая показывает общий напор, эффективную мощность, КПД, и допускаемый кавитационный запас отложенные в зависимости от расхода насоса.

На рисунках 1,2 и 3 изображены безразмерные кривые, которые показывают общую форму кривых для различных типов насосов. Они показывают напор, мощность и КПД изображенные в процентах их величины в зависимости от типа насоса или точки максимального КПД насоса.

Рис. 1 показывает, что кривая напора центробежного насоса относительно плоская, и напор постепенно падает с увеличением расхода. Отметим, что мощность постепенно растет на всем диапазоне расхода, и её максимум обычно при максимальном расходе.

Центробежные насосы со смешанным потоком и осевые или пропеллерный насосы имеют в значительной степени другие характеристики, показанные на рис 2 и 3. Кривая напора для насоса со смешанным потоком круче, чем для насоса с радиальным потоком. Напор на закрытую задвижку обычно составляет от 150% до 200% от расчетного напора. Мощность остается более или менее постоянной на всем диапазоне расхода. Для типичного осевого насоса, напор и мощность круто возрастают около закрытой задвижки как показано на рис 3.

Различие между этими тремя классами насосов не абсолютное, и существует много насосов с характеристиками, лежащими где-то между ними. К примеру, радиально-осевое рабочее колесо(Френсиса) будет иметь характеристики между классом радиальных насосов и насосом со смешанным потоком. Большинство турбинных насосов тоже в этом диапазоне в зависимости от их удельных скоростей.

Рис.4 показывает типичную кривую насоса, которая предоставляется производителем. Это семейство кривых, которое с первого взгляда говорит, как насос работает на заданной скорости при различных диаметрах рабочего колеса от максимального до минимального. Линии постоянных мощности, КПД, и NPSHr наложены поверх различных кривых напора. Они составлены  по результатам измерений при различных диаметрах.

 
 Рис. 1 Насос с радиальным потоком


 Рис. 2 Насос со смешанным потоком


 Рис. 3 Осевой насос


 Рис. 4 Семейство рабочих кривых

ЗАКОНЫ ПОДОБИЯ



Законы подобия выражают математическую взаимосвязь между некоторыми величинами, связанными с характеристиками насоса. Они применимы для всех типов центробежных и осевых насосов. Законы следующего содержания:
1. Диаметр рабочего колеса остается постоянным:


Где Q - расход м3/час.
H - напор, в метрах
BHP - мощность двигателя л.с.
N - скорость насоса, об/мин
2. Скорость насоса остается постоянной:

Когда характеристики (Q1 H1 BHP1) известны при какой-либо фиксированной скорости (N1) или диаметре колеса (D1) формулы могут быть использованы для вычисления характеристики (Q2 H2 BHP2) при другой скорости (N2) или другом диаметре колеса (D2). КПД остается практически неизменным при изменении скорости и при небольшом изменении диаметра рабочего колеса.

Пример:
Чтобы проиллюстрировать использование эти законов, посмотрите на рис.4. На нем показана характеристика работы некоторого насоса на скорости 1750 об/мин с разным диаметром колеса. Данные для характеристики определяются фактическими тестами производителем насосов. Теперь, предположим, что мы имеет рабочее колесо максимального диаметра 13 дюймов и хотим использовать ременную передачу для работы насоса на 2000 об/мин.

Законы подобия, показанные выше в пункте 1, будут использованы для определения новой характеристики с N1=1750 об/мин и N2=2000. Первый шаг - это считать расход, напор и мощность с нескольких точек на кривой диаметра 13 дюймов, рис. 5. Например, одна точка может быть около точки максимального КПД где расход 68 м3/час, напор 49 метров и мощность около 20 л.с.

Это будет точка максимального КПД на новой кривой при 2000 об/мин. Производя такие же вычисления для нескольких других точек на кривой 1750 об/мин, можно быть нарисована новая кривая, которая будет близка к характеристике насоса при 2000 об/мин., рис.5.
Метод проб и ошибок требуется, что решить обратную задачу. Другими словами, предположим вы хотите определить скорость, необходимую для расхода 77 м3/час и напора 63 метра. Вам необходимо выбрать предварительную скорость и применить законы подобия  для преобразования требуемой рабочей характеристики к соответствующей 1750 об/мин. Когда вы достигните нужной скорости, в нашем случае 2000 об/мин., точка, соответствующая 1750 об/мин попадет на кривую рабочего колеса диаметром 13 дюймов.
 
 Рис. 9

КРИВАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА СИСТЕМЫ

Для вычисления диаметра рабочего колеса и скорости, центробежные насосы имеют определенные и предсказуемые кривые характеристик. Точка на кривой, где работает насос, зависит от характеристик системы в которой он установлен, эта кривая обычно называется Кривая напора системы или отношение между расходом и гидравлическими потерями* в системе. Возможно представление в графической форме, т.к. потери на трение пропорциональны площади под кривой, кривая системы имеет форму параболы.

Построение кривой системы и кривой насоса вместе позволяет определить:
1)Где на кривой будет работать насос.
2)Какие изменения произойдут, если кривая напора системы или характеристика насоса поменяются.

Нет статического напора - только трение


Когда всасывание и нагнетание на одном уровне (рис.6) статического напора нет, и, следовательно, кривая системы начинается из нуля расхода и нуля напора, её вид определяется только потерями на трение. Рабочая точка находится на пересечении кривой напора системы и кривой насоса. Расход может быть сокращен регулированием задвижки.

 Рис. 6 Нет статического напора - только трение.

Положительный статический напор
Параболический вид кривой системы также определяется потерями на трения в системе, включая все изгибы и задвижки. Но в этом случае участвует положительный статический напор. Этот статический напор не влияет на форму кривой или её крутизну, но он определяет напор кривой системы при нулевом расходе. Рабочая точка находится на пересечении кривой напора системы и кривой насоса. Расход снова может быть сокращен регулированием задвижки на напорном трубопроводе.

*Гидравлические потери в трубопроводе складываются из потерь на трение в трубе, на задвижках, в изгибах, и в другой арматуре, из потерь на входе и выходе (вход и выход в трубопровод, вначале и в конце, а не в насос) и потерь от изменения диаметра трубы, расширения или сужения.

Рис. 7 Положительный статический напор

Отричательный (гравитационный ) напор

В этом случае возникнет некоторая подача жидкости только исключительно из-за гравитационного напора. Но чтобы добиться больших подач, насосу требуется преодолеть  потери от трения в трубопроводе выше уровня “Н” – гидростатический разница между уровнем всасыванием и уровнем нагнетания. Другими словами, кривая системы графически строится, точно также как в других случаях, учитывая статический напор и напор на преодоление трения, за исключением того, что статический напор здесь отрицательный. Кривая системы начинается с отрицательного значения и показывает предельную подачу обусловленную исключительно силой тяжести. Большие подачи требуют дополнительной работы.


 Рис. 8 Отрицательный (гравитационный) напор

В основном подъем - маленькие потери на трение.

Кривая напора системы в этом случае начинается от значения статического напора“H” и нулевой подачи. Т.к. потери на трение относительно малы (возможно из-за большого диаметра трубы), кривая системы- «плоская». В этом случае, насосу требуется преодолеть сравнительно большой статический напор прежде чем он обеспечить какую-либо подачу.


 Рис. 9 В основном подъем - маленькие потери на трение.




идет загрузка изображения
О компанииПродукцияСервисИнформацияКонтактыFAQВакансии