Nug je brzina pumpe kako izračunati. Velika enciklopedija nafte i gasa

Stranica 1

Promena brzine pumpe (ventilatora) dovodi do pomeranja tačke preseka njenih I - - karakteristika sa karakteristikom cevovodne mreže i do promene pritiska, protoka, snage vratila i efikasnosti mašine. Ovaj pomak ne zavisi samo od stepena promene brzine i karakteristika mašine, već i od karakteristika mreže cjevovoda, posebno od statična glava: Što je veća statička glava, performanse mašine se brže smanjuju kako se brzina smanjuje.

Promjena brzine pumpe dovodi do promjene radne točke (od L do B, a zatim do C ili od A do D i E, ovisno o karakteristikama cjevovodne mreže) i do promjene parametara režima.

Regulacija promjenom brzine pumpe uzrokuje promjenu njenih karakteristika, a samim tim i promjenu načina rada (sl. 7.33) - Za implementaciju regulacije promjenom brzine potrebni su motori sa promjenjivim brojem okretaja. . Takvi motori su motori sa unutrašnjim sagorevanjem, parne i gasne turbine i elektromotori. jednosmerna struja. Najčešći kavezni motori u tehnologiji praktički ne dopuštaju promjenu brzine.

Kada se brzina pumpe promijeni, položaj se mijenja karakteristike Q-H pumpa. Smanjenjem brzine rotacije, karakteristika se pomiče prema dolje paralelno sa sobom. U ovom slučaju radna tačka, koja se kreće duž karakteristike cevovoda, zauzima poziciju Ag, pa se protok smanjuje na isti način kao i pritisak u mreži i pritisak koji razvija pumpa.

Suština regulacije promjenom brzine pumpe je jasna iz samog njenog naziva. Najpovoljnije je koristiti ovu metodu kada se vrši kontrola kapaciteta širok raspon njegove promjene, a veličina statičkog pritiska je relativno mala. Upotreba ove metode smanjuje operativne troškove u odnosu na kontrolu prigušenja, jer se smanjuje količina potrošene energije.

Ideja regulacije promjenom brzine pumpe je vrlo jednostavna, ali praktična izvodljivost njenog korištenja uvelike ovisi o vrsti motora koji pokreće pumpu i načinu regulacije njene brzine.

U modernom pumpne jedinice Promjena brzine pumpi najčešće se vrši pomoću kontrolirani električni pogon. Glavne vrste podesivog električnog pogona razmatrane su u Pogl.

Budući da se po pravilu pri promjeni brzine pumpe ne održava jednakost Re, formula (2.41) daje približan rezultat. Iz istog razloga, a i zbog toga što se snaga trenja u ležajevima i zaptivkama vratila prema jednačini (2.42) ne preračunava, formula (2.42) je također približna.

Kako se oblik karakteristike mijenja sa promjenom brzine pumpe može se vidjeti sa sl. 12 - 6, koji prikazuje rezultat preračunavanja karakteristika vertikale centrifugalna pumpa od n 600 o/min do n 750 o/min. Skreće se pažnja na vrlo snažno smanjenje Rp, posebno u području velikih feedova.

Najefikasnija je regulacija promjenom brzine pumpe.

Iz ovih formula proizilazi da se sa promjenom brzine pumpe, njena glava mijenja proporcionalno kvadratu frekvencije rotacije, protok je proporcionalan prvom stepenu.

Kod jednokratnog rada jedinica, ova regulacija se postiže promjenom brzine pumpe ugradnjom podesivog pogona, ako je moguće, i prigušivanjem na usisnim i ispusnim vodovima. Kod paralelnog rada agregata - promjenom broja jedinica koje rade na zajedničkom cjevovodu tokom istovara i utovara, trase cisterni ili velikih tankera za naftu, što je preporučljivo pri smanjenju protoka tokom operacije istovara.

Kontrola protoka u hidrauličkim sistemima i instalacijama sa pumpama pozitivnog obima može se izvršiti promenom brzine pumpe (Sl. XIV - 16) ili korišćenjem specijalne pumpe promjenjivog kapaciteta, u kojem se radni volumen pumpe W mijenja u pokretu. Međutim, u većini slučajeva, kontrola protoka u hidrauličkim sistemima sa pumpama pozitivnog zapremine je manje ekonomična, ali najviše na jednostavan način premosnica fluida sa tlačne strane na usisnu stranu. U tu svrhu koriste se različiti podesivi prigušnici i prelivni ventili, kao i automatski istovarivači i drugi specijalni uređaji.

Kontrola protoka u hidrauličkim sistemima i instalacijama sa pumpama pozitivnog obima može se vršiti promenom brzine pumpe (Sl. XIV-16) ili korišćenjem specijalnih pumpi promenljive zapremine, kod kojih se radna zapremina pumpe W menja u pokretu. U većini slučajeva, kontrola protoka u hidrauličkim sistemima sa pumpama pozitivnog pomaka se proizvodi manje ekonomičnim, ali najjednostavnijim načinom zaobilaženja tečnosti sa potisne na usisnu stranu. U tu svrhu koriste se različiti podesivi prigušnici i prelivni ventili, kao i automatski istovarivači i drugi specijalni uređaji.

Drugi način da se proširi opseg centrifugalnih pumpi je promjena njihove brzine. Ovisnost protoka, visine i snage centrifugalne pumpe od broja njenih okretaja karakteriziraju sljedeće jednačine, koje se nazivaju jednadžbe proporcionalnosti:

(4 - 4)
(4 - 5)
(4 - 6)

gdje: Q, H i N- vrijednosti protoka, visine i snage pri normalnoj brzini pumpe n prema karakteristikama iz kataloga;
Q 1 , H 1 i N 1- vrijednost istih količina, ali pri različitoj brzini pumpe n 1.

Zajedničko rješenje prve dvije jednadžbe daje novu jednačinu:

naziva jednačina proporcionalne krive, gdje k 1- koeficijent koji karakteriše krivulju proporcionalnosti. Za jednu proporcionalnu krivu ovaj koeficijent je konstantan.

Imajući karakteristiku pumpe za broj okretaja n i korištenjem jednadžbi (4-4) i (4-5), moguće je konstruirati novu karakteristiku pumpe za različit broj okretaja n 1.

Da biste to učinili, morate postaviti na poznatu krivu H-Q bilo koju tačku 1 sa parametrima Q i H sa brojem obrtaja n (slika 43) i, zamenjujući ih u jednačine (4-4) i (4-5), nađi parametre Q 1 i H 1 za poen 1" sa datim brojem obrtaja n 1. Na isti način se pronalaze parametri tačaka 2", 3" itd. Povezujući ove tačke glatkom krivom, dobijamo krivu pritiska H 1 -Q 1 nova funkcija brzina pumpe n1.

Da se napravi krivulja efikasnosti ( h 1 -Q) koristi dobro poznatu eksperimentalnu činjenicu praktične konstantnosti efikasnosti pumpe sa promjenom njene brzine u prilično širokom rasponu.

Rice. 43. Grafičke konstrukcije pri pretvaranju performansi pumpe iz jedne brzine u drugu.

Prema GOST 6134-58, smanjenje brzine na 50% praktički ne mijenja efikasnost pumpe. Dakle, vrijednosti efikasnosti koje odgovaraju tačkama 1, 2, 3, 4, itd. na krivulji H-Q, prenose se bez promjene na novo mjesto, odnosno na tačke 1", 2", 3", 4" itd.
kriva snage N 1 -Q preračunato prema jednačini proporcionalnosti (4-6).

Prilikom odabira pumpi prema datim vrijednostima Q i H ponekad suočeni s nedostatkom onih u kataloškim podacima. U takvim slučajevima potrebno je koristiti jednadžbu krivulje proporcionalnosti (4-7). Prvo, nakon zamjene datih vrijednosti u ovu jednačinu Q i H, pronađite koeficijent k 1. Onda različita značenja troškovi, na primjer Q 1 Q 2 i Q(Sl. 44), i koristeći istu jednačinu pronaći odgovarajući pritisak H 1 H 2 i H.

Vrijednost k 1 u jednačini (4-7) u proračunima se uzima da je ista i jednaka pronađenoj vrijednosti. Izračunate vrijednosti H za relevantne Q nacrtana na grafikonu (Sl. 44) sa nekoliko krivulja pritiska H-Q različite pumpe a rezultirajuće tačke su povezane glatkom krivom. Ovako konstruisana kriva proporcionalnosti će nužno proći kroz ishodište, kroz tačku sa datim vrednostima Q i H i preći nekoliko krivina H-Q za različite pumpe. Zatim, koristeći, na primjer, jednadžbu proporcionalnosti (4-4), možete odrediti s kojim brojem okretaja određena pumpa može najbolje osigurati datu brzinu protoka Q i pritisak H.

Rice. 44. Grafičke konstrukcije u odsustvu pumpe sa potrebnim protokom i pritiskom u katalogu.

dr.sc. G.V. Ledukhovsky, vanredni profesor, zamjenik šefa katedre "Termoelektrane";
dr.sc. AA. Pospelov, vanredni profesor Katedre „Termoelektrane“; FGBOUVPO „Ivanovski državni elektroenergetski univerzitet. IN AND. Lenjin, Ivanovo

Normativno-tehnička dokumentacija koja reguliše postupak konstruisanja karakteristika rada pumpi odnosi se na slučaj rada pogonskih motora pri nazivnom broju obrtaja rotora. Stoga, u praksi, kada se konstruišu karakteristike performansi pumpi na regulacija frekvencije svoje izvođenje koriste tehnike opisane u tehničkoj literaturi. Stepen tačnosti dobijenih karakteristika zavisi od količine eksperimentalnih podataka i metode korišćene za njihovu obradu.

Prilikom izvođenja funkcionalnih testova pumpi opremljenih pogonskim jedinicama promjenjive frekvencije, u industrijskom pogonu rijetko je moguće izvesti više od jednog eksperimenta pri svakoj brzini rotora, jer je potrebno osigurati potreban režim rada mreže. Kod testova pumpi na klupi ne postoji takvo ograničenje. Ovu okolnost treba uzeti u obzir pri odabiru metode za obradu eksperimentalnih podataka kako bi se dobio skup karakteristika performansi.

U većini literaturnih izvora predlaže se pristup baziran na upotrebi formula proporcionalnosti za konstruisanje karakteristika performansi pumpi sa frekvencijskom regulacijom produktivnosti. Formule proporcionalnosti, dobijene na osnovu odredbi teorije sličnosti dinamičkih mašina, odražavaju promjenu radnih parametara pumpe s promjenom broja okretaja rotora, promjera radnog kola itd. Dakle, ako su radne karakteristike pumpe poznate pri nominalnom broju okretaja rotora, onda kada se mijenja, radni parametri se mogu odrediti izrazima

gdje je Q zapreminski protok pumpe, m 3 / h; H - visina pumpe, m vode. Art.; N - snaga na vratilu pumpe, kW; n je broj obrtaja rotora pumpe, o/min; η vol, η g, η - volumetrijska, hidraulička i ukupna efikasnost pumpe, respektivno; indeks "n" označava vrijednost parametra u nominalnom načinu rada pumpe, tj. pri nominalnoj brzini rotora.

Za praktične proračune formule (1) su primjenjive samo uvjetno, jer funkcije promjene η obrtaja i η r u zavisnosti od broja obrtaja rotora u većini slučajeva izostaju. U tom smislu, preporučuje se korištenje pojednostavljenih izraza dobivenih pod pretpostavkom da hidraulička i volumetrijska efikasnost pumpe ostaju nepromijenjene pri bilo kojoj brzini rotora:

Treba napomenuti da je greška unesena u proračun zanemarivanjem nejednakosti efikasnosti pumpe sa promjenom broja okretaja rotora što je manja, što je manja. manje promjena broj obrtaja rotora.

Za dalja razmatranja, označavamo matematički model(2) kao "model 1". Uporedimo, na primer, rezultate proračuna karakteristika performansi za model 1 sa podacima dobijenim tokom terenskih ispitivanja pumpe tipa 1D-800-56 (slika 1). Ovdje i dolje ćemo razmotriti samo slučajeve za n

Na osnovu onog prikazanog na sl. 1 informacija, mogu se izvući sljedeći zaključci o primjenjivosti pojednostavljenih formula proporcionalnosti (model 1):

■ proračuni prema modelu 1 dovode do precjenjivanja karakteristika tlaka i podcjenjivanja karakteristika snage pri smanjenom broju okretaja rotora pumpe (u ovom primjeru prosječno precjenjivanje karakteristike pritiska je 5,3%, a prosjek potcjenjivanje karakteristike snage je 11,7%; općenito, prema iskustvu proračuna ove vrijednosti dostižu 17 odnosno 36%, respektivno);

■ karakteristika efikasnosti pumpe, izračunata prema modelu 1, deformiše se u pravcu smanjenja protoka sa smanjenjem brzine rotora, maksimalna vrednost efikasnosti ostaje konstantna; proizilazi da bi efikasnost pumpe pri jednakim brzinama pomaka, manjim od nominalnog, trebala rasti sa smanjenjem broja okretaja rotora, što nije potvrđeno eksperimentalnim podacima.

Imajte na umu da se najprecizniji rezultati pri korištenju modela 1 dobijaju za pumpe čija nominalna karakteristika efikasnosti ima ravniji oblik, tj. u slučaju da je karakteristika blizu horizontale u radnom opsegu promjene pomaka. Takve pumpe, na primjer, uključuju mrežne pumpe tipa SE-5000-70 i SE-5000-160.

U objavljenim rezultatima istraživanja, na osnovu analize performansi pumpi različitih tipova, pokazano je da se maksimalna efikasnost na radnu karakteristiku pumpe smanjuje kako smanjenjem tako i povećanjem broja obrtaja rotora u odnosu na nominalni vrijednost. U ovom slučaju, karakteristika efikasnosti pumpe sa promjenom broja okretaja rotora može se opisati izrazom

gdje je n nn, rpm, Q nn, m 3 /h, i η nn, jedinica, redom, broj okretaja rotora, protok i efikasnost pumpe u radnoj tački pumpe pri nominalnom broju okretaja rotora; n i Q - promijenjene vrijednosti broja okretaja rotora i protoka pumpe; k - koeficijent proporcionalnosti, čija se vrijednost uzima prema preporukama (od 0,28 do 1,54 u zavisnosti od tipa pumpe) ili se određuje iz rezultata ispitivanja.

Treba napomenuti da vrijednost η nn * u izrazu (3) određuje nazivnu radnu karakteristiku pumpe u smislu efikasnosti u opštem slučaju. Njegova upotreba za praktične proračune dovodi do velikih grešaka. Preciznija je upotreba zavisnosti koja opisuje stvarnu nominalnu karakteristiku efikasnosti dobijenu u testovima, tj. neka funkcija F η (Q/Q nn), čiji je oblik individualan za svaki tip pumpi. Osim toga, prilikom obrade rezultata ispitivanja određene pumpe pomoću zavisnosti (3) često se ne postiže potreban stepen tačnosti, što dovodi do potrebe uvođenja drugog identifikacionog parametra - stepena relativne brzine rotora (η/η). n) u izrazu (3). Označimo ovaj stepen sa a. Imajući to na umu, izraz (3) će biti prepisan u sljedećem obliku:

U okviru ovog pristupa, karakteristika glave pumpe sa promjenom broja okretaja rotora može se aproksimirati ovisnošću

Ovdje funkcija F H (Q/Q n) opisuje karakteristiku nominalnog radnog tlaka pumpe; stepen a, prema iskustvu obrade rezultata punih ispitivanja pumpi, poklapa se sa stepenom relativnog broja obrtaja rotora u izrazu za efikasnost.

Jednačina za proračun snage na vratilu pumpe sa promjenom broja okretaja rotora pomoću izraza (4) i (5) određuje se kao

gdje je g=9,81 m/s 2 - ubrzanje slobodnog pada; ρ je prosječna gustina vode u pumpi, kg/m 3 .

Za izračunavanje po izrazima (4)-(6) (nazovimo ovaj model modelom 2) potrebno je poznavati identifikacione parametre matematičkog modela k i a.

Prilikom izračunavanja prema nominalnim performansama iu nedostatku eksperimentalnih podataka, u skladu sa preporukama, treba uzeti a = 2 i vrijednost k u rasponu od 0,28 do 1,54, u zavisnosti od tipa pumpe. Preciznije karakteristike performansi se dobijaju korišćenjem eksperimentalnih podataka za identifikaciju modela. Jasno je da je dobijanje jednadžbi koje opisuju performanse pumpe u ovom obliku moguće samo pri obradi velike količine eksperimentalnih podataka. Za gornji primjer sa pumpom 1D-800-56 dobijene su vrijednosti a=2,3 i k=0,3. Rezultati proračuna korištenjem modela 2 prikazani su na sl. 2.

Analiza rezultata korištenja modela 2 nam omogućava da zaključimo sljedeće:

■ Proračuni modela 2 dovode do preciznijih vrijednosti glave i snage od onih dobijenih korištenjem Modela 1; Dakle, prema iskustvu proračuna, za model 2, prosječna razlika između izračunatih i eksperimentalnih vrijednosti ne prelazi 11%, međutim, ako su eksperimentalni podaci nedovoljni, ovo odstupanje može doseći više od 30%;

■ karakteristika efikasnosti pumpe, izračunata prema modelu 2, deformiše se duž ordinatne ose sa smanjenjem broja obrtaja rotora; maksimalna vrijednost efikasnosti se smanjuje kada brzina rotora odstupi od nominalne vrijednosti, dovod pri kojem efikasnost ima maksimalnu vrijednost ostaje nepromijenjen. Izračunate i eksperimentalne vrijednosti efikasnosti koreliraju jedna s drugom s odstupanjem od najviše 5% (relativno);

■ relativni broj obrtaja rotora uključen je u izraz za izračunavanje visine pumpe do stepena koji obično prelazi 2 (u razmatranom primeru, a = 2,3), što je u suprotnosti sa osnovnim odredbama teorije pumpi. Ova okolnost je, očigledno, posljedica činjenice da model 2 ne uzima u obzir promjene u isporuci pumpe u sličnim načinima rada.

Dakle, model 2 treba smatrati aproksimacijskim (statističkim) matematičkim modelom. Koristeći ovaj model, moguće je obraditi eksperimentalne podatke sa visokim stepenom tačnosti. Međutim, tačnost aproksimacije direktno ovisi o broju eksperimentalnih tačaka, stoga je za korištenje ovog modela potrebno testirati pumpe u širokom rasponu parametara. Preračunavanje nazivnih radnih karakteristika pumpi prema modelu 2 u nedostatku eksperimentalnih podataka dovodi do relativno velikih grešaka.

Uzimajući u obzir prikazane rezultate analize, postalo je neophodno razviti univerzalniji matematički model koji omogućava da se s dovoljnom preciznošću predvidi prirodu performansi pumpe pri promjenjivom broju brzina rotora, čak iu nedostatku velike količine eksperimentalni podaci. Takav model su autori dobili razvojem modela 1 kako bi potpunije uzeli u obzir fizičku prirodu procesa koji se dešavaju u pumpama sa promjenom broja okretaja rotora, kao i da bi se uopštili mnogi eksperimentalni podaci. Glavni računski izrazi koji čine rezultirajući matematički model (nazovimo ga modelom 3) su sljedeći:

gde je Q, m 3 /h - zapreminski protok pumpe; H, m w.c. - pritisak pumpe; N, kW - snaga na vratilu pumpe; η n, jedinica - ukupna efikasnost pumpe; n, rpm - broj okretaja rotora pumpe; A - pomoćni kompleks; g, m / s 2 - ubrzanje slobodnog pada, p, kg / m 3 - prosječna gustina vode u pumpi; d M i d sun, m - prečnici potisnih i usisnih mlaznica pumpe; r - parametar identifikacije modela; indeks "n" označava vrijednost parametra pri nominalnom broju okretaja rotora.

Imajući karakteristike pumpe pri nominalnom (ili drugom) broju obrtaja rotora (O n, N n, η n) u funkcionalnom, tabelarnom ili grafičkom obliku i postavljanjem jednog identifikacionog parametra r, moguće je izračunati performanse karakteristike sa odstupanjem u broju obrtaja rotora. Parametar identifikacije modela r može se odrediti iz rezultata ispitivanja ili postaviti na osnovu njegovog fizičkog značenja. Iz iskustva korištenja modela, vrijednost r je obično blizu r=0,5.

Na sl. Slika 3 prikazuje rezultate proračuna korištenjem modela 3 za gornji primjer sa pumpom 1D-800-56. U ovom slučaju, odstupanje izračunatih parametara od eksperimentalnih podataka iznosilo je 4,8%.

Model 3 potpunije odražava obrasce fizičkih procesa koji se dešavaju u pumpama kada se brzina rotora mijenja od modela 1. U smislu složenosti proračuna i univerzalnosti, model 3 je uporediv s modelom 2, međutim, zahtijeva mnogo manju količinu početnih informacija . Podešavanje modela 3 prema rezultatima eksperimenta je jednostavnije od prilagođavanja modela 2, jer uključuje samo jedan identifikacioni parametar. Od razmatranih modela, model 3 omogućava dobivanje najtočnijih rezultata (općenito, prema iskustvu korištenja, odstupanje između eksperimentalnih i izračunatih vrijednosti indikatora ne prelazi 7%).

Upotreba modela 3 u obradi rezultata funkcionalnih ispitivanja četiri pumpe Omega 200-520A proizvođača KSB Actiengesellschaft (Njemačka), četiri pumpe 1D-800-56, četiri pumpe SE-800-55-11 i devet pumpi SE-500 -70-16 opremljen frekventno kontrolisanim pogonskim jedinicama proizvođača General Electric Company (SAD), pokazao je da je moguće značajno smanjiti broj razmatranih režima svake pumpe (od 4 do 9 eksperimenata izvedeno je za svaku pumpu sa odstupanjem brzine rotora od nominalne vrijednosti), a prosječno odstupanje izračunatih vrijednosti parametara od eksperimentalnih podataka iznosilo je 2,6%.

Književnost

1. Smjernice za sastavljanje i održavanje energetskih karakteristika opreme za termoelektrane - RD 34.09.155-93: izrađeno. "Firma za prilagođavanje, unapređenje tehnologije i rada elektrana i mreža ORGRES", odobren. Ministarstvo goriva i energetike Rusije 22.09.93., upis. stupa na snagu 01.12.93.

2. Cherkassky V.M. Pumpe, ventilatori, kompresori: udžbenik za toplotne i energetske specijalnosti univerziteta / V.M. Cherkassky - 2. izd., revidirano. i dodatne - M.: Energoatomizdat, 1984. - 416 str.

3. Turk V.I. Pumpe i crpne stanice: udžbenik za univerzitete / V.I. Turk, A.V. Minaev, V.Ya. Karelin. - M.: Stroyizdat, 1976. - 304 str.

4. GOST 6134-87. Pumpe su dinamične. Metode ispitivanja (sa dopunama 1 i 2). - Umjesto GOST 6134-71: odobreno. Državni standard SSSR-a 29.06.1987: stupio na snagu 01.07.1987.

M.: Izdavačka kuća standarda, 1987.

5. Snažne pumpe: katalog / TSINTIKHIMNEFTEMASH. - M.: Štamparija NIIMASH, 1974. - 50 str.

6. Kolesnikov AI Ušteda energije u industrijskim i komunalnim preduzećima: udžbenik. dodatak / A.I. Kolesnikov, M.N. Fedorov, Yu.M. Varfolomeev; ispod totala ed. M.N. Fedorov. - M.: INFRA-M, 2005. - 124 str.