Расчет насосной установки для трубопровода. Расчет насосной установки. Расчет потребляемой мощности насоса

РЕСПУБЛИКА КАЗАХСТАН

АЛМАТИНСКИЙ ИНСТИТУТ ЭНЕРГЕТИКИ И СВЯЗИ

Кафедра тепловых энергетических установок

Курсовая работа

По дисциплине: Вспомогательное оборудование ТЭС

Вариант № 1

Выполнил: ст. гр. ТЭС-09-3

Абдильбаев А.Б.

Проверил: ст.пр. Ходанова Т.В.

Алматы 2012

Введение

Исходные данные

Определение параметров рабочей точки насоса

Определение минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия отсутствия кавитации

Регулирование подачи насосной установки

Список использованной литературы

Введение

Напорный резервуар, 2 - насос, 3 - открытый водоем, 4 - приемная коробка (фильтр), 5 - регулировочный вентиль (кран)

Рисунок 1.1 - Схема установки насоса

Описание схемы: насос 2 (тип по таблице 1.1) с характеристикой изображенной в Приложении А, подает воду, температура которой t°C в цилиндрический напорный резервуар 1. Жидкость поступает в насос через приемную коробку (фильтр) 4 из открытого приёмного резервуара 3, расположенного ниже оси установки насоса. Для изменения подачи насоса на напорной линии установлен регулировочный вентиль (кран). Разность абсолютного давления на выходе из насоса и атмосферного давления (величину рмо) фиксирует манометр 5.

Консольный моноблочный насосы

Горизонтальные электронасосные агрегаты с центробежным консольным одноступенчатым насосом с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу для перекачивания чистой воды (кроме морской) с рН=6-9, и других жидкостей, сходных с водой по плотности, вязкости и химической активности, содержащих твердые включения размером до 0,2 мм, объемная концентрация которых не превышает 0,1%.

Температура перекачиваемой среды от -10 до +120 С.

Подшипники смазываются жидкой смазкой. Камера подшипников имеет принудительное охлаждение.

Материал проточной части - чугун СЧ20.

Уплотнение вала - торцовое или двойное сальниковое.

Патрубки фланцевые прямоугольной формы Ру-16.

В насосном агрегате типа 2K80-65-160 электродвигатели соединены посредством упругой муфты.

Входной патрубок Ду 80мм.

Напорный патрубок Ду 65мм.

Основные технические характеристики для консольного насоса 2K80-65-160

Подача - 50 м3/час

Напор - 35.00 м

Частота вращения - 2900 об/мин

Максимальная потребляемая мощность - 9.10 кВт

Допускаемый кавитационный запас - 4.00 м

Масса насоса - 60 кг

Консольные насосы 2K80-65-160 по желанию заказчика - поставляются как с электродвигателями, так и без них.

Консольные горизонтальные насосы типа 2К выпускаются отечественными насосными заводами по международному стандарту ИСО2858.


1. Исходные данные

Тип насоса

Диаметр рабочего колеса, мм

Температура воды, °C

Длина всасывающего трубопровода l1, м

Диаметр всасывающего трубопровода d1, м

Длина нагнетательного трубопровода l2, м

Диаметр нагнетательного трубопровода d2, м

Высота всасывания hвс, м

Высота нагнетания hн, м

Манометрическое давление рмо газа на поверхности жидкости в резервуаре 1, МПа

Степень открытия крана nзадв

Тип труб

трубы стальные, бесшовные, новые

консольный насос трубопровод

2. Определение параметров рабочей точки насоса

Определение параметров рабочей точки насосной установки производиться в следующей последовательности:

Составляем уравнение гидравлической сети по приведенной схеме установки насоса (см. рисунок 1.1).

Строим графическое изображение уравнения гидравлической сети в координатах Q - H.

Строим характеристики насоса на графике гидравлической сети в координатах Q - H (характеристики насосов даны в Приложении А).

Определяем координаты точки пересечения напорной характеристики насоса и характеристики сети (координаты рабочей точки).

Составление уравнения гидравлической сети

Выбираем два сечения: н-н и к-к (см. рисунок 1.1), перпендикулярные направлению движения жидкости и ограничивающие поток жидкости. Сечение н-н проходит по свободной поверхности жидкости в резервуаре 3, а сечение к-к - по поверхности жидкости в закрытом резервуаре 1.

Применяем в общем виде закон сохранения энергии для сечений н-н и к-к с учетом того, что жидкости добавляется энергия в насосе, равная потребному в данной сети напору Hпотр:

где zн и zк - вертикальные отметки центров тяжести сечений;

Jн, Jк - средние скорости движения жидкости в сечениях;

рн - давление на поверхности открытого резервуара;

рк - давление в закрытом резерве;

aн и aк - коэффициенты Кориолиса;н-к - потери напора.

Для определения величин вертикальных отметок центров тяжести сечений: zн и zк выбираем горизонтальную плоскость сравнения 0-0

(см. рисунок 1.1). Для удобства ее обычно проводят через центр тяжести одного из сечений. В нашем случае плоскость 0-0 совпадает с сечением н-н.

Давление на поверхности открытого резервуара равно атмосферному (рн = рат), а в закрытом резервуаре или в трубе (рк = рмо + рат) - сумме атмосферного давления и показания прибора (манометрическое давление берется со знаком плюс, вакуумметрическое - со знаком минус).

Согласно закону сохранения количества вещества через любое сечение потока проходит один и тот же расход жидкости:

н = Q1 = Q2 = Qк.

где Q1 и Q2 - расходы в сечениях всасывающего и напорного трубопроводов. Учитывая, что Q = J×* w, вместо (2.2) получим:

Jн×* wн =J1×* w1 = J2×* w2=.......= Jк×* wк,

где wн, w1, w2, wк - площади соответствующих сечений.

Поскольку площади сечений резервуаров значительно больше площадей сечений труб, скорости Jн и Jк очень малы по сравнению со скоростями в трубах J1 и J2, и величинами aнJн2/2g и aкJк2/2g можно пренебречь (aн и aк - коэффициенты Кориолиса: a=2 при ламинарном режиме движения, a=1 при турбулентном режиме). Принимаем: Jн»0; Jк » 0.

Потери напора hн-к при движении жидкости от сечения н-н к сечению

к-к складываются из потерь во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, причем в каждом трубопроводе потери разделяются на потери по длине и местные:

н-к = h1 + h2= hф + hдл.1 + hпов.1 + hдл.2 + hкр. + 3*hпов.+ hвых.

- потери в приемной коробке (фильтре)

xф- коэффициент сопротивления фильтра (см. таблицу 2.1);

- потери по длине на всасывающем трубопроводе;

- потери на поворот во всасывающем трубопрово-де, где xпов - коэффициент сопротивления при повороте на угол 90° (см. таблицу 2.1);

- потери по длине на нагнетательном трубопроводе;

Потери в кране, где xкр - коэффициент сопротивления крана (зависит от степени открытия крана nзадв (см. таблицу 2.1));

- потери на поворот в нагнетательном трубопрово-де, где xпов - коэффициент сопротивления при повороте на угол 90° (см. таблицу 2.1);

- потери при выходе из трубы в резервуар, где

xвых - коэффициент сопротивления на выходе из трубы (см. таблица 2.1).

Таблица 2.1 - Значения усредненных коэффициентов местных сопротивлений x (квадратичная зона)

Сопротивление

Конструктивные параметры

Вход в трубу

с острыми кромками выступающий внутрь резервуара

Выход из трубы

Угольник с углом поворота

Приемная коробка трубы с клапаном и сеткой при dтр, мм





Задвижка при nзадв=a/d 10,15








С учетом вышеприведенных зависимостей, уравнение (2.4) примет вид:

С учетом уравнения (2.5) формула (2.1) примет вид:

Выразив скорости J1 и J2 через расход жидкости (J1=Q/w1=4Q/p×d12;

J2 = Q/w2=4*Q/p*×d22) и упростив уравнение (2.6) запишем уравнение для напора Hпотр:

Формула (2.7) представляет собой уравнение гидравлической сети представленной схемы и показывает, что напор насоса расходуется на подъем жидкости на высоту (hвс+hн), на преодоление противодавления рмо в резервуаре 1 и на преодоление гидравлических сопротивлений.

Построение графического изображения уравнения гидравлической сети в координатах Q - H

Для построения характеристики сети задаемся несколькими значениями расхода жидкости из рабочего диапазона насоса и вычисляем значения соответствующих напоров Hпотр, в следующей последовательности:

Определяем при заданной температуре t плотность r и вязкость h воды (см. таблицу 2.2).

Таблица 2.2 - Зависимость плотности r и кинематического коэффициента вязкости n воды от температуры


2 Определяем коэффициента трения l для этого:

Вычисляем число Рейнольдса по формуле:

Остальные данные приведены в таблице 2.4

исходя, из величины Рейнольдса определяем коэффициент трения l:

Если Re < 2300 Þ l = 64 / Re,

Если Re > 2300, Þ l = 0,11×(68/Re + Dэ/d) 0,25

l12 = 0,11×(68/58919,78 + 0,00005/0,15) 0,25 =0,021602

l22 = 0,11×(68/73649,73 + 0,00005/0,12) 0,25 =0,021046

Остальные данные приведены в таблице 2.4

где Dэ - величина абсолютной шероховатости трубопровода

(см. таблицу 2.3).

Таблица 2.3 - Значения эквивалентной шероховатости для различных труб


Вычисляем значения напоров Hпотр по формуле (2.7). Заносим все расчетные характеристики в таблицу 2.4.

По расчетным данным таблицы 2.4 строим характеристику сети (см. рисунок 2.1).

Построение характеристики насоса на графике гидравлической сети в координатах Q - H

Для построения характеристики насоса на графике гидравлической сети необходимо:

По заданным значениям расхода из рабочего диапазона насоса определить соответствующие значения напоров, электрической мощности и КПД насоса (см. Приложение А), которые заносятся в таблицу 2.4.

По данным значениям таблицы 2.4 стоим характеристику насоса на графическом изображении уравнения гидравлической сети.

Таблица 2.4 - Пример расчетной таблицы для определения рабочей точки насоса

Характеристики насоса

Напор насоса H, м

Мощность двигателя N, кВт

КПД насоса h

Характеристики сети

Всасывающий трубопровод:

Число Рейнольдса Re1

Re13 = 117733,6

Re14 = 147193,5

Re15 = 176653,4

Re17 = 235467,2

Коэффициента трения l1

Нагнетательный трубопровод:

Число Рейнольдса Re2

Re21 = 73649,73

Re22 = 110342,1

Re24 = 183991,9

Re25 = 220816,7

Коэффициента трения l2

Расчет напора:

Необходимый напор гидравлической сети Hпотр, м

Hпотр1= 26,70236

Hпотр2= 26,8578

Hпотр3= 27,07448

Hпотр4= 27,35181

Hпотр5= 27,68971

Hпотр6= 28,08658

Hпотр7= 28,54525

Определение координаты точки рабочей точки насоса

Точка, в которой пересекаются характеристики насоса и системы, является рабочей точкой системы и насоса (см. рисунок 2.1). Это означает, что в этой точке имеет место равновесие между полезной мощностью насоса и мощностью, потребляемой трубопроводной сетью. Напор насоса всегда равен сопротивлению системы. От этого зависит также подача, которая может быть обеспечена насосом.

Рисунок 2.1 - Определение рабочей точки насоса

Выводы: Рабочая точка насоса имеет следующие параметры:к = 0,0195 м3/с, Hк = 29 м, Nэ=8,4 кВт, hk = 0,61.

Определение минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия отсутствия кавитации

Явление кипения жидкости при давлениях меньших атмосферного и нормальных температурах, сопровождающееся схлопыванием пузырьков пара в областях повышенного давления, называется кавитацией.

Кавитация приводит к разрушению материала поверхностей насоса.

Для условий не допуска явления кавитации необходимо, чтобы в сечениях потока, где давление меньше атмосферного, было выдержано условие - давление в жидкости должно быть больше давления насыщенного пара (р > pн.п).

В предложенной схеме насосной установки (см. рисунок 1.1) жидкость поступает в насос из резервуара, расположенного ниже оси установки насоса (см. рисунок 2.2). Из условия отсутствия явления кавитации минимальный диаметр всасывающего трубопровода должен определяется из условия, что давление в сечении 2-2 равно давлению насыщенного пара.

Тогда уравнение Бернулли для сечений 1-1 и 2-2 примет вид:

Преобразовав уравнение (2.9): в левой части группируются слагаемые, не зависящие от диаметра, а в правой части - зависящие от диаметра, получим следующую зависимость:

Определение диаметра по уравнению (2.10) сводится к решению трансцендентного уравнения, поскольку при разных значениях диаметра может быть различный режим движения в трубопроводе (Re=J*×d/n), а значит и различные значения коэффициента гидравлического трения l.

Такие уравнения решаются графическим способом или численными методами с помощью ПК.

Для решения уравнения (2.10) графическим методом разбиваем левую и правую части уравнения:

(2.11)

(2.12)


Остальные данные приведены в таблице 2.5

где рат - атмосферное давление, Па;

рм - манометрическое давление на поверхности жидкости во всасывающем резервуаре (рм = 0,01 МПа);

рн.п. - давление насыщенного пара при температуре воды, Па

(см. рисунок 2.3);к - подача насоса, соответствующая параметрам рабочей точки, м3/с;

a1 - коэффициент Кориолиса (a=2 при ламинарном режиме движения, a=1 при турбулентном режиме).

l1 - коэффициент гидравлического трения (l1=64/Re при ламинарном режиме; l1=0,11*×(68/Re+Dэ/d1)0,25 при турбулентном режиме);- длина всасывающего трубопровода, м;

xф - коэффициент сопротивления фильтра;

xпов - коэффициент сопротивления поворота.

Рисунок 2.3 - Зависимость давления насыщенного пара воды от температуры

Определение минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия отсутствия кавитации графическим методом производится в следующей последовательности:

Задаемся несколькими значениями диаметра d1.

Вычисляем значение левой части уравнения (2.10) по формуле (2.11).

Вычисляем значение функции f(d1) по формуле (2.12) и заносим их в таблицу 2.5.

Строим график функции f(d1) (см. рисунок 2.4).

Наносим на графике по оси ординат вычисленное значение по формуле (2.11).

Определяем величину минимального диаметра всасывающего трубопровода, которая находится на пересечении двух линий - левой и правой частей уравнения (2.10).

Рисунок 2.4 - К определению минимального диаметра всасывающего трубопровода

Таблица 2.5 - Пример расчетной таблицы для определения минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия отсутствия кавитации

Re11 = 281786,1

Re12 = 258303,9

Re13 = 238434,4

Re14 = 221403,35

Re15 = 206643,12

Re16= 193727,93

Re17 = 182332,17

Коэффициента трения l1

Коэффициент Кориолиса, a1

Значение левой части уравнения (2.10)

=

Значения функции f(d1)

f(di1)= 7,294262

f(di2)= 4,7652289

f(di3)= 3,2280522

f(di4)= 2,255167

f(di5)= 1,6177739

f(di6)= 1,1875254

f(di7)= 0,889438

7. Делаем заключение о присутствии явления кавитации во всасывающем трубопроводе предложенной схемы (см. рисунок 1.1.).

Для этого необходимо сравнить заданное значение d1 с dmin: при d1 > dmin явление кавитации отсутствует, если d1 < dmin в насосной установке имеет место кавитация.=0,15мmin=0,115м

В нашем случае кавитации нет.

Регулирование подачи насосной установки

Изменение подачи насоса можно осуществить двумя способами: изменяя характеристику сети при неизменной характеристике насоса или изменяя характеристику насоса при неизменной характеристике сети.

В рамках курсовой работы необходимо провести сравнительные расчеты регулирования подачи насосной установки по двум приведенным способам и предоставить выводы о выборе одного из метода с точки зрения эффективности.

Определение минимального диаметра всасывающего регулирование подачи насосной установки изменением характеристики сети

Регулирование подачи насоса при изменении характеристики сети можно осуществить путем установки крана на напорной магистрали.

При этом при открытии крана подача насоса увеличивается, и характеристика сети становится более пологой.

В рамках курсовой работы (исходные данные - расчеты п. 2.1) определим степень открытия крана 5, при которой расход жидкости в системе уменьшается: при nзадв ³ 0,75 на 20 %.

Определение параметров регулирования подачи насоса посредством изменения характеристики сети производится в следующей последовательности: определяется коэффициент сопротивления регулировочного крана, и далее определяется степень открытия крана (см. таблицу 2.6).

Определение коэффициента сопротивления регулировочного крана производиться в следующей последовательности:

1 Определяем необходимый расход жидкости в системе при заданных условиях:при nзадв ³ 0,75: Qк1 = Qк * 0,8=0,0195*0,8=0,0156

2 Отмечаем на характеристике насоса новую рабочую точку К1 (см. рисунок 2.5).

Определяем по графику величину дополнительных потерь напора в кране при его закрытии: Dhкр=6 м.

Определяем дополнительный коэффициент сопротивления крана при его закрытии (формула Вейсбаха):


Рисунок 2.5 - Определение новой рабочей точки К1

5. Так как перед регулированием системы на новый расход по исходным данным кран уже был частично закрыт (nзадв), определяем суммарный коэффициент сопротивления:

xкрå =Dxкр + xкр =0,15+150,4222=150,5722

где xкр - коэффициент сопротивления крана при исходном варианте (см. таблицу 2.1).

Рисунок 2.6 - График к определению степени открытия крана

Регулирование подачи насосной установки изменением характеристики насоса

Необходимую характеристику насосной установки можно получить, изменяя частоту вращения вала насоса, или используя несколько насосов, соединенных вместе определенным образом.

В курсовой работе рассмотрены вопросы регулирования подачи посредством изменения частоты вращения вала насоса.

Изменение частоты вращения вала насоса вызывает изменение его характеристики и, следовательно, изменение рабочего режима.

Для осуществления регулирования изменением частоты вращения для привода насоса необходимо использовать двигатели с переменным числом оборотов. Такими двигателями являются двигатели внутреннего сгорания, паровые и газовые турбины и электродвигатели постоянного тока.

В рамках курсовой работы (исходные данные - расчеты п. 2.1) определим обороты вала насоса, при которых его подача уменьшится:

при nзадв ³ 0,75 на 20 %.

Определение характеристик насоса при изменении частоты вращения вала производится в следующей последовательности:

На исходной характеристике насоса при известной частоте вращения вала и расчетной (п.2.1) характеристике гидравлической сети определяем величину требуемой подачи насоса: при nзадв ³ 0,75: Qк1 = Qк * 0,8=0,0156.

Поскольку характеристика сети не меняется, отмечаем на характеристике сети новую рабочую точку насоса К2, через которую должна пройти новая характеристика насоса.

Определяем параметры соответствующие рабочей точки насоса К2:= 0,014м3/с, H2 =29 м, h2 =0,71.

Для построения новой характеристики насоса при изменении расхода посредствам регулирования частоты вращения вала определяем параметры подобных режимов по следующему уравнению:

Hп1 = H2 * Q2 /Q2 2 =29*0,005562/0,0142=4,574 м

где Q - значения расхода жидкости из рабочего диапазона насоса

(исходные значения см. таблицу 2.4).

Расчетные значения заносим в таблицу 2.6 и строим кривую подобных режимов (см. пример на рисунке 2.7).

Определяем на графике абсциссу точки пересечения кривой подобных режимов и характеристики насоса: Q1 = 0,0154 м3/с.

Определяем новое расчётное число оборотов вала насоса, соответствующее измененному значению подачи Q2 по закону подобия:

N * Q2 / Q1=(2900*0,014)/0,0154=2636 об/мин

где n - частота вращения вала при исходной характеристике насоса.

При изменении частоты вращения n2 необходимо пересчитать характеристику насоса по следующим формулам:


Остальные данные приведены в таблице 2.6

где Q и Н - значения расхода и напора жидкости из рабочего диапазона насоса (см. таблицу 2.4).

Строим новую характеристику насоса по расчетным показателям

Q2 и Н2 через точку К2 (см. рисунок 2.7).

Таблица 2.6 - Пример расчетной таблицы для построения характеристики насоса при регулировании расхода изменением частоты вращения вала

Расход насоса Q, м3/с

Напор насоса H, м

Параметры соответствующие рабочей точки насоса К2

Измененный расход Q2, м3/с

Напор H2 при расходе Q2

Значения для построения кривой подобных режимов

Расход насоса Q2, м3/с

Напор насоса H2, м

Рис.9 - Определение новой характеристики насоса при изменении частоты вращения вала

Сравнение приведенных способов регулирования подачи насосной установки

Для определения более эффективного из предложенных способов регулирования подачи насосной установки необходимо:

Определить мощности приводного двигателя для двух вариантов: при изменении степени открытия крана и при изменении частоты вращения вала:

, Вт(2.20)

где Qк, Hк, hк - расход, напор и КПД рабочей точки насоса.

Определить снижение мощности приводного двигателя при более эффективном способе регулирования подачи насосной установки по формуле:

DN = ((Nб - Nм)/Nб)*100, %(2.21)

DN =((-)/)*100=22,375 %

где Nб и Nм - большее и меньшее значение мощности приводного двигателя, определенные для двух способов регулирования по формуле (2.20).

Видно, что регулирование подачи насосной установки изменением характеристики насоса более выгодна, чем изменением характеристик самой сети, так как в первом случае мы добились сокращение потребляемой электрической мощности насоса на 22,375%, что даст в будущем экономию капитальных затрат на оплату покупаемой электроэнергии, какого-либо предприятия.

Список литературы

1. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. - М.: Энергия, 1977.- 424 с.

2. Поляков В.В. Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы. - М.: Стройиздат, 1990.- 336 с.

Шлипченко З.С. Насосы, компрессоры и вентиляторы.- Киев: Техника, 1976.-369 с.

Генбач А.А., Кибарин А.А. Тепловые двигатели и нагнетатели. Конспект лекций для студентов всех форм обучения специальности 050717 - Теплоэнергетика. А.: АИЭС, 2007. - 53 с.

Соколов А.И. Вспомогательное оборудование ТЭС. Насосы и вентиляторы. Конспект лекций: А.: АИЭС, 2005. - 81 с.

6. Генбач А.А., Жаркой М.С., Ходанова Т.В. Тепловые двигатели и нагнетатели. Часть 1. Методические указания к выполнению лабораторных работ для студентов всех форм обучения специальности 050717 - Теплоэнергетика. А.: АИЭС, 2008. - 75 с.

Соколов А.И. Тепловые двигатели и нагнетатели. Часть 2. Методические указания к выполнению лабораторных работ для студентов всех форм обучения специальности 050717 - Теплоэнергетика. А.: АИЭС, 2008. - 38 с.

Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже

Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.

Размещено на http://www.allbest.ru/

Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего

профессионального образования

«Ярославский государственный технический университет»

Кафедра « Процессы и аппараты химической технологии»

Расчетное задание

по дисциплине «Процессы и аппараты химической технологии»

РАСЧЕТ НАСОСНОЙ УСТАНОВКИ

Задание выполнила

студентка С.С. Ковальчук

Преподаватель

канд. техн. наук, доцент

А.В. Сугак

Введение

Насосные установки широко применяются во всех отраслях народного хозяйства: в промышленности, в строительстве, на транспорте, в сельском хозяйстве. Это предусматривает знание теоретических основ гидравлики и умение выполнять практические гидравлические расчеты для широкого курса специалистов.

Задание охватывает «Расчет насосной установки» охватывает комплекс наиболее важных прикладных расчетов в области гидравлики и рекомендуется для выполнения студентами, изучающими курс «Процессы и аппараты химической технологии».

Приступая к выполнению задания, следует внимательно изучить его содержание, ознакомиться с научно - технической и учебной литературой.

При выполнении расчетного задания необходимо руководиться следующей методикой:

1) Изобразить схему насосной установки в соответствии с принятым вариантом;

2) выполнить расчет трубопровода, построить расчетную характеристику сети в координатах: потребный напор Н, расход жидкости V;

3) Осуществить подбор насоса и нанести характеристики насоса на график с изображением характеристики сети;

1. Расчетное задание

Начальные данные:

жидкость вода;

температура t - 40 С о;

расход V ж - 10 л/с - 0,01 м 3 /с;

геометрический напор Н г - 25 м;

давление в резервуарах - Р 1 = 0,1 МПа, Р 2 = 0,15 МПа;

общая длина трубопровода L - 150 м.

Местные сопротивления на трубопроводе?:

На всасывающей линии:

заборное устройство (обратный клапан с защитной сеткой) 1 шт.=4,3;

плавный поворот (отвод) 2 шт.=0,14*2=0,28;

На напорной линии:

задвижка (или вентиль) 1 шт. = 0,5;

плавный поворот (отвод) 2 шт. = 0,14*2 = 0,28;

выход из трубы (в аппарат Б) 1 шт. = 1.

Число оборотов рабочего колеса n = 3000 об/мин.

Рисунок 1. Схема насосной установки.

2. Гидравлический расчет трубопровода

2.1 Выбор диаметра трубы

Диаметр трубы рассчитывают по формуле

гдеd - диаметр трубы (расчетный), м;

V - заданный расход жидкости, м 3 / с;

W - средняя скорость жидкости, м/с.

Расчет по (1) выполняют отдельно для всасывающей линии и напорной, при этом W принимают для всасывающей линии 0,8 м/с, для напорной 1,5 м/с.

Действительный диаметр трубы равен

d 1 =159 x 5.0 мм

d 2 =108 x 5.0 мм

По принятому действительному диаметру трубы уточняют среднюю скорость жидкости

2.2 Определение высоты установки насоса (высота всасывания)

Допустимую высоту всасывания рассчитывают по формуле

где- допустимая высота всасывания, м;

Р 1 - заданное давление в расходном резервуаре, Па;

Р н.п. - давление насыщенных паров жидкости при заданной температуре, Па;

Потери напора во всасывающей линии, м;

Допустимый кавитационный запас, м.

Определение допустимого кавитационного запаса

Критический запас

где V - производительность насоса (заданный расход жидкости), м 3 /с;

n - частота вращения рабочего колеса насоса, об/мин.

Допустимый кавитационный запас увеличивают по сравнению с критическим на 20…30 %

Расчет потерь напора во всасывающей линии

Расчет выполняется по принципу сложения потерь напора

где? - коэффициент трения;

l 1 - длина всасывания линии, м;

d 1 - диаметр всасывающей трубы, м;

Обр.кл. ? п.п. - коэффициенты местных сопротивлений;

w 1 - скорость жидкости во всасывающей линии, м/с.

Коэффициент трения зависит от критерия Рейнольдса Re и относительной шероховатостью

Критерий Ренольдса вычисляют по формуле

где? - плотность жидкости, кг/м 3 ;

Коэффициенты динамической вязкости, Па.с.

Относительная шероховатость (гладкость) вычисляют по формуле

где е - величина эквивалентной шероховатости.

При расчете критерия Ренольдса мы показали что режим турбулентный, а значит коэффициент трения выбирается по графику Г.А. Мурина

Рассчитываем потери напора по формуле (5)

насос трубопровод мощность электродвигатель

Величина l 1 по заданию связана с определенной величиной h вс. . Поэтому расчет выполняют методом последовательных приближений. Для этого необходимо:

Задаться величиной l 1 с м;

Определить h п.вс. ;

Вычислить h вс;

Проверить условие l 1 =h dc +3 м

Отклонение меньше чем 10% поэтому расчет верный.

2.3. Построение кривой потребного напора (характеристики сети)

Потребный напор Н потр - напор в начале трубопровода, обеспечивающий заданный расход жидкости. Зависимость потребного напора от расхода Н потр =f(V) называется кривой потребного напора, или характеристикой сети. Потребный напор вычисляют по формуле

гдеН г - геометрическая высота подъема жидкости, м;

Р 1, Р 2 - давление в резервуарах соответственно напорном и расходном, Па;

Сумма коэффициентов местных сопротивлений на всем трубопроводе.

Сумма местных сопротивлений

где? об.кл - заборное устройство (обратный клапан с защитной сеткой) ;

П.п - плавный поворот (отвод);

Зд - задвижка (или вентиль);

Вых - выход из трубы (в аппарат Б).

Первые два слагаемых в (1.9.) не зависят от расхода. Их сумма называется статическим напором Н ст

В случае турбулентного режима, допуская квадратичный закон сопротивления (?=const), можно считать постоянной величиной следующие выражение:

С учетом предыдущих формул, выражение для потребного напора можно представить как

Для построения кривой потребного напора необходимо задаться несколькими значениями расхода жидкости, причем как меньше заданного расхода, так и большего его, а так же равным заданному.

Таблица 1 Характеристика сети

3. Подбор насоса

Исходными параметрами для подбора насоса являются его производительность, соответствующая заданному расходу жидкости и потребный напор Н потр. Вычисляют удельную частоту вращения по формуле:

где n - частота вращения рабочего колеса насоса, об/мин

По удельной частоте вращения n у определяют тип насоса

13…25 - центробежный тихоходный

Пользуясь сводным графиком подачи и напоров для данного типа насоса, определяем марку насоса. Для этого на график наносят точку с координатами V зад, Н потр.

Для расхода V=0,01м 3 /с и напора Н потр =33,49, марка насоса 3К9 n=2900 об/мин.

После выбора марки насоса главную характеристику необходимо перенести на график с характеристической сети. На поле того же графика переносят кривую КПД? = f(V).По полученным параметрам вычисляют мощность на валу насоса [кВт]

гдеN в - мощность на валу, кВт;

Плотность жидкости, кг/м 3 ;

V - производительность насоса (заданный расход жидкости) м 3 /с;

Н - напор насоса, м;

КПД насоса.

Полагая, что для лопастных насосов промежуточная передача между двигателями и насосом отсутствует, а КПД соединительной муфты можно принять равным 0,96, определяют номинальную мощность двигателя

где? дв - КПД.

Для предварительной оценки N дв можно приближенно принять? дв =0,8.

С учетом возможности пусковых перегрузок при включении насоса в работу установочную мощность двигателя принимают больше номинальной

где - коэффициент запаса мощности.

1. В результате расчета был вычислен диаметр трубопровода на всасывающей линии d 1 = 159 x 5.0 мм и на напорной линии d 2 = 108 x 5.0 мм;

2. была построена характеристическая сеть;

3. вычислили удельную частоту вращения;

4. выбрали тип насоса по удельной частоте;

5. выбрали марку насоса 3К9, число оборотов рабочего n = 2900 об/мин.

Список использованных источников

1. Павлов К.Ф., Романков П.Г., Носков А.А. Примеры и задачи по курсу процессов и аппаратов. - Л.: Химия, 1981. - 560 с.

2. Касаткин А.Г. Основные процессы и аппараты химической технологии. - Москва 2005. - 750 с.

3. Туркин В.В. Расчет насосной установки. - Ярослав. политехн. ин-т. Ярославль, 1991. - 19 с.

Размещено на Allbest.ru

Подобные документы

    Определение скорости движения среды в нагнетательном трубопроводе. Расчет полного гидравлического сопротивления сети и напора насосной установки. Определение мощности центробежного насоса и стандартного диаметра трубопровода. Выбор марки насоса.

    контрольная работа , добавлен 03.01.2016

    Расчет внутреннего диаметра трубопровода, скорость движения жидкости. Коэффициент гидравлического трения, зависящий от режима движения жидкости. Определение величины потерь. Расчет потребного напора. Построение рабочей характеристики насосной установки.

    контрольная работа , добавлен 04.11.2013

    Составление принципиальной схемы насосной установки. Гидравлический расчет трубопроводной системы. Потери напора в трубопроводах всасывания и нагнетания. Подбор марки насоса. Определение рабочей точки и параметров режима работы насосной установки.

    контрольная работа , добавлен 22.10.2013

    Проведение гидравлического расчета трубопровода: выбор диаметра трубы, определение допустимого кавитационного запаса, расчет потерь со всасывающей линии и графическое построение кривой потребного напора. Выбор оптимальных параметров насосной установки.

    курсовая работа , добавлен 23.09.2011

    Консольные насосы: устройство, принцип работы и разновидности. Определение параметров рабочей точки насосной установки. Определение минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия отсутствия кавитации. Регулирование подачи насосной установки.

    курсовая работа , добавлен 23.01.2013

    Выбор подземного и наземного оборудования ШСНУ для скважин. Установление параметров работы штанговой скважинной насосной установки. Определение ее объемной производительности, глубины спуска насоса. Выбор типа электродвигателя и расчет его мощности.

    контрольная работа , добавлен 28.04.2016

    Общие потери напора в трубопроводе. Определение высоты всасывания из резервуара, расхода циркуляции жидкости, диаметра самотечного трубопровода и показаний дифманометра расходометра. Необходимое давление насоса и мощность. Построение характеристики сети.

    курсовая работа , добавлен 23.04.2014

    Напорная характеристика насоса (напор, подача, мощность на валу). График потребного напора гидравлической сети. Расчет стандартного гидроцилиндра, диаметра трубопровода и потери давления в гидроприводе. Выбор насоса по расходу жидкости и данному давлению.

    контрольная работа , добавлен 08.12.2010

    Расчет водопроводной сети, определение расчетных расходов воды и диаметров трубопровода. Потери напора на участках нагнетательного трубопровода, характеристика водопроводной сети, выбор рабочей точки насоса. Измерение расчетной мощности электродвигателя.

    контрольная работа , добавлен 27.09.2009

    Подбор оптимального варианта насоса для подачи орошения колонны К-1 из емкости Е-1. Теплофизические параметры перекачиваемой жидкости. Схема насосной установки. Расчет напора насоса, построение "рабочей точки". Конструкция и принцип действия насоса.

методичка

6.5 Расчет насосной установки

Насосная установка и ее параметры

Насосной установкой целесообразно называть систему резервуаров, трубопроводов и арматуру, к которой подсоединяется насос.

Диаметры трубопроводов насосной установки выбираются в зависимости от средней скорости воды в трубопроводе, которая по СНиП 2.04.02-84 для труб диаметром d ? 250 мм составляет для всасывающих трубопроводов (0,6...1) м/с, а для нагнетательных трубопроводов (0,8…2,0) м/с. Всасывающий трубопровод для уменьшения вероятности появления кавитации рекомендуется делать по возможности короче и с наименьшим числом поворотов. Во избежание подсоса воздуха всасывающие трубопроводы обычно применяются стальные.

Насосную установку характеризуют следующие параметры:

Q -- расход -- объем воды, проходящей в единицу времени через каждое поперечное сечение трубопроводов насосной установки, м 3 /с;

Н в -- геометрическая высота всасывания, м;

Н н -- геометрическая высота нагнетания, м;

Н г = Н в + Н н -- геометрический напор насосной установки, м;

р 1 , р 2 -- давления на поверхности жидкости в приемном и напорном резервуарах, Па;

Н н.у -- потребный напор насосной установки -- это напор, который необходимо создать на насосной установке, чтобы по ней пошла жидкость с заданным расходом

где h = h в + h н -- общие потери напора трубопроводов насосной установки;

h в и h н -- потери напора соответственно во всасывающем и нагнетательном трубопроводах.

Для всасывающего трубопровода:

где л в -- коэффициент гидравлического трения для всасывающего трубопровода, определяемый по графику Мурина (приложение 7) или по формулам;

l в, d в -- длина и диаметр всасывающего трубопровода;

ж -- коэффициент местных гидравлических сопротивлений (приложение 6).

Нагнетательный трубопровод, как правило, намного длиннее всасывающего, поэтому определение местных потерь напора можно упростить, приняв их равными 10 % от потерь по длине.

Соответственно:

где l н, d н -- длина и диаметр нагнетательного трубопровода, м;

Средняя скорость воды в нагнетательном трубопроводе, м/с;

л н -- коэффициент гидравлического трения для нагнетательного трубопровода.

Гидравлическая характеристика насосной установки

При построении характеристики величину В целесообразно вычислять по формуле:

где h р -- общие потери напора в трубопроводах насосной установки при расчетном расходе Q р. Расчетный расход насосной установки определяется объемом и режимом водопотребления, а также величиной регулирующих сооружений;

В -- постоянная для данной установки при турбулентном режиме движения жидкости.

Рис. 6.3. Схема определения рабочих параметров насоса: Н н.у -- гидравлическая характеристика (потребный напор) насосной установки; Р -- расчетная точка насосной установки (индексом обозначены потребный напор и расход насосной установки); А -- рабочая точка насоса (индексом обозначены рабочие параметры насоса)

Производим расчет объем одной секции (рис. 3.2). Рис. 3.2...

Виды и расчет волновой электростанции

Производим основные расчеты производительности насосной секции. Итак, при волне в 1м тело, находящееся на плаву, поднимается вверх на 0,5 м, а затем опускается на 0,5 м. ниже спокойного уровня воды...

Гидравлический расчет трубопроводных систем

Насос перекачивает воду при температуре t = 500C, расходе Q = 35 м3/ч, частоте вращения n = 1500 об/мин. Трубопровод стальной, длиной l=10, эквивалентом шероховатости kэкв= 1,4 мм; имеет приемный (обратный) клапан, один поворот (колено) 900 (R=2d). оклапан=6; оповорот=0...

Насосная станция второго подъема

Потери напора на участках сети в машинном зале сведены в таблицу 10. Таблица 10 - Потери напора на участках Участок сети Поз. На рис. 5 Q, л/с dу, мм V, м/с hуч, м AB 1 840 1000 1,31 0,13 172 - - - 1,2 7 - - - 0,2 10 - - 1...

Основы гидравлики и гидропривода

Насосная установка и ее параметры Насосной установкой целесообразно называть систему резервуаров, трубопроводов и арматуру, к которой подсоединяется насос...

Проектирование насосной станции первого подъема

Рассмотрены 2 варианта плана станции: А, В. Вариант А. Компоновка насосов типа Д в один ряд и установка напорной флейты выше оси насоса. Крупных недостатков не имеет. Длина машинного зала больше, чем в варианте В. Вариант В...

Разработка систем регулирования и оптимизация режимов насосных установок ОАО СЛДК

Центробежные механизмы для подачи жидкостей и газов (вентиляторы насосы нагнетатели, компрессоры) являются основными общепромышленными механизмами...

Техническая эксплуатация электрооборудования и сетей насосной станции

1.1 Назначение насосной станции, классификация помещений по надёжности электроснабжения Насосная станция предназначена для мелиорации. Она содержит машинный зал, ремонтный участок, агрегатную, сварочный пост, служебные и бытовые помещения...

Электрификация животноводческой фермы крупного рогатого скота на 2700 голов ЗАО "Агрофирма Луговская" Тюменского района Тюменской области с разработкой системы горячего и холодного водоснабжения

Принимаем общее равномерное рабочее освещение, освещение нормируется на высоте 0,8м от пола стр.35 (л-4), т.к помещение сухое то принимаем светильник ЛСП02 со степенью защиты IР20 Расчетная высота осветительной установки. Нр=Н-Нс-Нр. п. =3-0-0,8=2,2м (3...

Электрификация птичника ГНУ CКЗЩСП Россельхозакадемии и автоматизация насосной установки

Водоснабжение в современном птицеводстве имеет важное значение. На птице-товарной ферме ежедневно расходуется большое количество воды на поение птицы, уход за ней, дезинфекцию, приготовление кормов, а так же мойку поильных аппаратов...

Электрооборудование и работа насосной установки с задвижкой

Насосные установки широко применяются на электромашиностроительных предприятиях для перекачивания жидких сред, а также технологической и охлаждающей воды. Сюда относятся насосы для перекачки охлаждающей эмульсии в металлообработке...

Электропривод и система автоматического управления насосной установки

Автоматизация производственных установок позволяет более быстро и точно воспроизводить технологический процесс. При полной автоматизации процесса не требуется постоянного участия человека, ему остается роль наблюдателя и корректировщика...

Электроснабжение насосной станции

Расчет общего освещения по удельной мощности является упрощенной формой метода коэффициента использования. Удельная мощность (Вт/м2) является важнейшим энергетическим показателем осветительной установки...

Электроснабжение нефтеперерабатывающего завода

Расчет ведется по коэффициенту спроса и установленной активной мощности. Пример расчета: Насосы: , (4.1) (4.2) (4.3) кВт. кВар. Результаты расчетов сводим в таблицу 4.1. Таблица 4.1 -Электрооборудование насосной №2 завода бензинов...

  • Основные принципы подбора насосов
    • Технологические и конструктивные требования
    • Характер перекачиваемой среды
    • Основные расчетные параметры
    • Области применения (подбора) насосов по создаваемому напору
    • Области применения (подбора) насосов по производительности
  • Основные расчетные параметры насосов (производительность, напор, мощность)
  • Расчет производительности для различных насосов. Формулы
    • Поршневые насосы
    • Шестеренчатые насосы
    • Винтовые насосы
  • Расчет напора насоса
  • Расчет потребляемой мощности насоса
  • Предельная высота всасывания (для центробежного насоса)
  • Примеры задач по расчету и подбору насосов с решениями
    • расчет объемного коэффициента полезного действия плунжерного насоса
    • расчет необходимой мощности электродвигателя двухпоршневого насоса
    • расчет величины потери напора трехпоршневого насоса
    • расчет объемного коэффициента полезного действия винтового насоса
    • расчет напора, расхода и полезной мощности центробежного насоса
    • расчет целесообразности перекачки воды центробежным насосом
    • расчет коэффициента подачи шестеренчатого (шестеренного) насоса
    • определить, удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту
    • расчет полезной мощности центробежного насоса
    • расчет предельного повышения расхода насоса

    • Основные принципы подбора насосов

    Выбор насосного оборудования – ответственный этап, от которого будут зависеть как технологические параметры, так и эксплуатационные качества проектируемой установки. При выборе типа насоса можно выделить три группы критериев:

    1) Технологические и конструктивные требования

    2) Характер перекачиваемой среды

    3) Основные расчетные параметры

    Технологические и конструктивные требования:

    В некоторых случаях выбор насоса может диктоваться какими-либо строгими требованиями по ряду конструктивных или технологических параметров. Центробежные насосы, в отличие от поршневых, могут обеспечивать равномерную подачу перекачиваемой среды, в то время как для выполнения условий равномерности на поршневом насосе приходится значительно усложнять его конструкцию, располагая на коленчатом вале несколько поршней, совершающих возвратно-поступательные движения с определенным отставанием друг от друга. В то же время подача перекачиваемой среды дискретными порциями заданного объема также может являться технологическим требованием. Примером определяющих конструктивных требований может служить использование погружных насосов в тех случаях, когда необходимо или единственно возможно расположить насос ниже уровня перекачиваемой жидкости.

    Технологические и конструктивные требования к насосу редко являются определяющими, а диапазоны подходящих типов насосов для различных специфических случаев применения известны исходя из накопленного человечеством опыта, поэтому в доскональном их перечислении нет необходимости.

    Характер перекачиваемой среды:

    Характеристики перекачиваемой среды часто становятся определяющим фактором в выборе насосного оборудования. Различные типы насосов подходят для перекачки самых разнообразных сред, отличающихся по вязкости, токсичности, абразивности и множеству других параметров. Так винтовые насосы способны перекачивать вязкие среды с различными включениями, не повреждая структуру среды, и могут с успехом применяться в пищевой промышленности для перекачивания джемов и паст с различными наполнителями. Коррозионные свойства перекачиваемой среды определяют материальное исполнение выбираемого насоса, а токсичность – уровень его герметизации.

    Основные расчетные параметры:

    Требованиям по эксплуатации, предъявляемы различными отраслями, могут удовлетворять несколько типов насосов. В такой ситуации предпочтение отдается тому типу насосов, который наиболее применим при конкретных значениях основных расчетных параметров (производительность, напор и потребляемая мощность). Ниже приведены таблицы, в общих чертах отражающие границы применения наиболее распространенных типов насосов.

    Области применения (подбора) насосов по создаваемому напору

    До 10 м

    От 10

    От 100

    От 1 000

    От 10 000
    м

    Одноступенчатые
    центробежные

    Многоступенчатые
    центробежные

    Осевые
    (напор до 20-30 м)

    Поршневые

    Винтовые

    Плунжерные

    Вихревые

    Области применения (подбора) насосов по производительности

    До 10 м3/ч

    От 10

    От 100

    до 1 000 м3/ч

    От
    1 000

    до 10 000 м3/ч

    От
    10 000 м 3 /ч

    Одноступенчатые
    центробежные

    Многоступенчатые
    центробежные

    Осевые

    Поршневые

    Винтовые

    Плунжерные

    Вихревые

    Только соответствующий всем трем группам критериев насос может гарантировать длительную и надежную эксплуатацию.

    Основные расчетные параметры насосов

    Несмотря на многообразие машин для перекачки жидкостей и газов, можно выделить ряд основных параметров, характеризующих их работу: производительность, потребляемая мощность и напор.

    Производительность (подача, расход) – объем среды, перекачиваемый насосом в единицу времени. Обозначается буквой Q и имеет размерность м 3 /час, л/сек, и т.д. В величину расхода входит только фактический объем перемещаемой жидкости без учета обратных утечек. Отношение теоретического и фактического расходов выражается величиной объемного коэффициента полезного действия:

    Однако в современных насосах, благодаря надежной герметизации трубопроводов и соединений, фактическая производительность совпадает с теоретической. В большинстве случаев подбор насоса идет под конкретную систему трубопроводов, и величина расхода задается заранее.

    Напор – энергия, сообщаемая насосом перекачиваемой среде, отнесенная к единице массы перекачиваемой среды. Обозначается буквой H и имеет размерность метры. Стоит уточнить, что напор не является геометрической характеристикой и не является высотой, на которую насос может поднять перекачиваемую среду.

    Потребляемая мощность (мощность на валу) – мощность, потребляемая насосом при работе. Потребляемая мощность отличается от полезной мощности насоса, которая затрачивается непосредственно на сообщение энергии перекачиваемой среде. Часть потребляемой мощности может теряться из-за протечек, трения в подшипниках и т.д. Коэффициент полезного действия определяет соотношение между этими величинами.

    Для различных типов насосов расчет этих характеристик может отличаться, что связано с различиями в их конструкции и принципах действия.

    Расчет производительности для различных насосов

    Все многообразие типов насосов можно разделить на две основные группы, расчет производительности которых имеет принципиальные отличия. По принципу действия насосы подразделяют на динамические и объемные. В первом случае перекачка среды происходит за счет воздействия на нее динамических сил, а во втором случае – за счет изменения объема рабочей камеры насоса.

    К динамическим насосам относятся:

    1) Насосы трения (вихревые, шнековые, дисковые, струйные и т.д.)
    2) Лопастные (осевые, центробежные)
    3) Электромагнитные

    К объемным насосам относятся:
    1) Возвратно-поступательные (поршневые и плунжерные, диафрагменные)
    2) Роторные
    3) Крыльчатые

    Ниже будут приведены формулы расчета производительности для наиболее часто встречающихся типов.

    Основным рабочим элементом поршневого насоса является цилиндр, в котором двигается поршень. Поршень совершает возвратно-поступательные движения за счет кривошипно-шатунного механизма, чем обеспечивается последовательное изменение объема рабочей камеры. За один полный оборот кривошипа из крайнего положения поршень совершает полный ход вперед (нагнетание) и назад (всасывание). При нагнетании в цилиндре поршнем создается избыточное давление, под действием которого всасывающий клапан закрывается, а нагнетательный клапан открывается, и перекачиваемая жидкость подается в нагнетательный трубопровод. При всасывании происходит обратный процесс, при котором в цилиндре создается разряжение за счет движения поршня назад, нагнетательный клапан закрывается, предотвращая обратный ток перекачиваемой среды, а всасывающий клапан открывается и через него происходит заполнение цилиндра. Реальная производительность поршневых насосов несколько отличается от теоретической, что связано с рядом факторов, таких как утечки жидкости, дегазация растворенных в перекачиваемой жидкости газов, запаздывание открытия и закрытия клапанов и т.д.

    Для поршневого насоса простого действия формула расхода будет выглядеть следующим образом:

    Q = F·S·n·η V

    Q – расход (м 3 /с)
    S – длина хода поршня, м

    Для поршневого насоса двойного действия формула расчета производительности будет несколько отличаться, что связано наличием штока поршня, уменьшающего объем одной из рабочих камер цилиндра.

    Q = F·S·n + (F-f)·S·n = (2F-f)·S·n

    Q – расход, м 3 /с
    F – площадь поперечного сечения поршня, м 2
    f – площадь поперечного сечения штока, м 2
    S – длина хода поршня, м
    n – частота вращения вала, сек -1
    η V – объемный коэффициент полезного действия

    Если пренебречь объемом штока, то общая формула производительности поршневого насоса будет выглядеть следующим образом:

    Q = N·F·S·n·η V

    Где N – число действий, совершаемых насосом за один оборот вала.

    В случае шестеренчатых насосов роль рабочей камеры выполняет пространство, ограничиваемое двумя соседними зубьями шестерней. Две шестерни с внешним или внутренним зацеплением размещаются в корпусе. Всасывание перекачиваемой среды в насос происходит за счет разряжения, создаваемого между зубьями шестерен, выходящими из зацепления. Жидкость переносится зубьями в корпусе насоса, и затем выдавливается в нагнетательный патрубок в момент, когда зубья вновь входят в зацепление. Для протока перекачиваемой среды в шестеренных насосах предусмотрены торцевые и радиальные зазоры между корпусом и шестернями.

    Производительность шестеренного насоса может быть рассчитана следующим образом:

    Q = 2·f·z·n·b·η V


    f – площадь поперечного сечения пространства между соседними зубьями шестерни, м 2
    z – число зубьев шестерни
    b – длинна зуба шестерни, м
    n – частота вращения зубьев, сек -1
    η V – объемный коэффициент полезного действия

    Существует также альтернативная формула расчета производительности шестеренного насоса:

    Q = 2·π·D Н ·m·b·n·η V

    Q – производительность шестеренчатого насоса, м 3 /с
    D Н – начальный диаметр шестерни, м
    m – модуль шестерни, м
    b – ширина шестерни, м
    n – частота вращения шестерни, сек -1
    η V – объемный коэффициент полезного действия

    В насосах данного типа перекачивание среды обеспечивается за счет работы винта (одновинтовой насос) или нескольких винтов, находящихся в зацеплении, если речь идет о многовинтовых насосах. Профиль винтов подбирается таким образом, чтобы область нагнетания насоса была изолирована от области всасывания. Винты располагаются в корпусе таким образом, чтобы при их работе образовывались заполненные перекачиваемой средой области замкнутого пространства, ограниченные профилем винтов и корпусом и движущиеся по направлению в области нагнетания.

    Производительность одновинтового насоса может быть рассчитана следующим образом:

    Q = 4·e·D·T·n·η V

    Q – производительность винтового насоса, м 3 /с
    e – эксцентриситет, м
    D – диаметр винта ротора, м
    Т – шаг винтовой поверхности статора, м
    n – частота вращения ротора, сек -1
    η V – объемный коэффициент полезного действия

    Центробежные насосы являются одним из наиболее многочисленных представителей динамических насосов и широко распространены. Рабочим органом в центробежных насосах является насаженное на вал колесо, имеющее лопасти, заключенные между дисками, и расположенное внутри спиралевидного корпуса.

    За счет вращения колеса создается центробежная сила, воздействующая на массу перекачиваемой среды, находящейся внутри колеса, и передает ей часть кинетической энергии, которая затем переходит в потенциальную энергию напора. Создаваемое при этом в колесе разрежение обеспечивает непрерывную подачу перекачиваемой среды их всасывающего патрубка. Важно отметить, что перед началом эксплуатации центробежный насос должен быть предварительно заполнен перекачиваемой средой, так как в противном случае всасывающей силы будет недостаточно для нормальной работы насоса.

    Центробежный насос может иметь не один рабочий орган, а несколько. В таком случае насос называется многоступенчатым. Конструктивно он отличается тем, что на его валу расположено сразу несколько рабочих колес, и жидкость последовательно проходит через каждое из них. Многоступенчатый насос при той же производительности будет создавать больший напор в сравнении с аналогичным ему одноступенчатым насосом.

    Производительность центробежного насоса может быть рассчитана следующим образом:

    Q = b 1 ·(π·D 1 -δ·Z)·c 1 = b 2 ·(π·D 2 -δ·Z)·c 2

    Q – производительность центробежного насоса, м 3 /с
    b 1,2 – ширины прохода колеса на диаметрах D 1 и D 2 , ­м
    D 1,2 – внешний диаметр входного отверстия (1) и внешний диаметр колеса (2), м
    δ – толщина лопаток, м
    Z – число лопаток
    C 1,2 – радиальные составляющие абсолютных скоростей на входе в колесо (1) и выходе из него (2), м/с

    Расчет напора

    Как было отмечено выше, напор не является геометрической характеристикой и не может отождествляться с высотой, на которую необходимо поднять перекачиваемую жидкость. Необходимое значение напора складывается из нескольких слагаемых, каждое из которых имеет свой физический смысл.

    Общая формула расчета напора (диаметры всасывающего и нагнетающего патрубком приняты одинаковыми):

    H = (p 2 -p 1)/(ρ·g) + H г + h п

    H – напор, м
    p 1 – давление в заборной емкости, Па
    p 2 – давление в приемной емкости, Па

    H г – геометрическая высота подъема перекачиваемой среды, м
    h п – суммарные потери напора, м

    Первое из слагаемых формулы расчета напора представляет собой перепад давлений, который должен быть преодолен в процессе перекачивания жидкости. Возможны случаи, когда давления p 1 и p 2 совпадают, при этом создаваемый насосом напор будет уходить на поднятие жидкости на определенную высоту и преодоление сопротивления.

    Второе слагаемое отражает геометрическую высоту, на которую необходимо поднять перекачиваемую жидкость. Важно отметить, что при определении этой величины не учитывается геометрия напорного трубопровода, который может иметь несколько подъемов и спусков.

    Третье слагаемое характеризует снижение создаваемого напора, зависящее от характеристик трубопровода, по которому перекачивается среда. Реальные трубопроводы неизбежно будут оказывать сопротивление току жидкости, на преодоление которого необходимо иметь запас величины напора. Общее сопротивление складывается из потерь на трение в трубопроводе и потерь в местных сопротивлениях, таких как повороты и отводы трубы, вентили, расширения и сужения прохода и т.д. Суммарные потери напора в трубопроводе рассчитываются по формуле:

    H об – суммарные потери напора, складывающиеся из потерь на трение в трубах H т и потерь в местных сопротивлениях Н мс

    H об = H Т + H МС = (λ·l)/d э · + ∑ζ МС · = ((λ·l)/d э + ∑ζ МС)·

    λ – коэффициент трения
    l – длинна трубопровода, м
    d Э – эквивалентный диаметр трубопровода, м
    w – скорость потока, м/с
    g – ускорение свободного падения, м/с 2
    w 2 /(2·g) – скоростной напор, м
    ∑ζ МС – сумма всех коэффициентов местных сопротивлений

    Расчет потребляемой мощности насоса

    Выделяют несколько мощностей в зависимости от потерь при ее передаче, которые учитываются различными коэффициентами полезного действия. Мощность, идущая непосредственно на передачу энергии перекачиваемой жидкости, рассчитывается по формуле:

    N П = ρ·g·Q·H

    N П – полезная мощность, Вт
    ρ – плотность перекачиваемой среды, кг/м 3
    g – ускорение свободного падения, м/с 2
    Q – расход, м 3 /с
    H – общий напор, м

    Мощность, развиваемая на валу насоса, больше полезной, и ее избыток идет на компенсацию потерь мощности в насосе. Взаимосвязь между полезной мощностью и мощностью на валу устанавливается коэффициентом полезного действия насоса. КПД насоса учитывает утечки через уплотнения и зазоры (объемный КПД), потери напора при движении перекачиваемой среды внутри насоса (гидравлический КПД) и потери на трение между подвижными частями насоса, такими как подшипники и сальники (механический КПД).

    N В = N П /η Н

    N В – мощность на валу насоса, Вт
    N П – полезная мощность, Вт
    η Н – коэффициент полезного действия насоса

    В свою очередь мощность, развиваемая двигателем, превышает мощность на валу, что необходимо для компенсации потерь энергии при ее передаче от двигателя к насосу. Мощность электродвигателя и мощность на валу связаны коэффициентами полезного действия передачи и двигателя.

    N Д = N В /(η П ·η Д)

    N Д – потребляемая мощность двигателя, Вт
    N В – мощность на валу, Вт
    η П – коэффициент полезного действия передачи
    η Н – коэффициент полезного действия двигателя

    Окончательная установочная мощность двигателя высчитывается из мощности двигателя с учетом возможной перегрузки в момент запуска.

    N У – установочная мощность двигателя, Вт
    N Д – потребляемая мощность двигателя, Вт
    β – коэффициент запаса мощности

    Коэффициент запаса мощности может быть приближенно выбран из таблицы:

    Предельная высота всасывания
    (для центробежного насоса)

    Всасывание в центробежном наосе происходит за счет разности давлений в сосуде, откуда происходит забор перекачиваемой среды, и на лопатках рабочего колеса. Чрезмерное увеличение разности давлений может привести к появлению кавитации – процессу, при котором происходит понижение давления до значения, при котором температура кипения жидкости опускается ниже температуры перекачиваемой среды и начинается ее испарение в пространстве потока с образованием множества пузырьков. Пузырьки уносятся потоком дальше по ходу течения, где под действием возрастающего давления они конденсируются, и происходит их “схлопывание”, сопровождаемое многочисленными гидравлическими ударами, негативно сказывающимися на сроке службы насоса. В целях избегания негативного воздействия кавитации необходимо ограничивать высоту всасывания центробежного насоса.

    Геометрическая высота всасывания может быть определена по формуле:

    h г = (P 0 -P 1)/(ρ·g) – h св – w²/(2·g) – σ·H

    h Г – геометрическая высота всасывания, м
    P 0 – давление в заборной емкости, Па
    P 1 – давление на лопатках рабочего колеса, Па
    ρ – плотность перекачиваемой среды, кг/м 3
    g – ускорение свободного падения, м/с 2
    h св – потери на преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающем трубопроводе, м
    w²/(2·g) – скоростной напор во всасывающем трубопроводе, м
    σ·H – потери на добавочное сопротивление, пропорциональное напору, м
    где σ – коэффициент кавитации, H – создаваемый насосом напор

    Коэффициент кавитации может быть рассчитан по эмпирической формуле:

    σ = [(n·√Q) / (126H 4/3)] 4/3

    σ – коэффициент кавитации
    n – частота вращения рабочего колеса, сек -1
    Q – производительность насоса, м 3 /с
    Н – создаваемый напор, м

    Также существует формула для центробежных насосов для расчета запаса напора, обеспечивающего отсутствие кавитации:

    H кв = 0,3·(Q·n²) 2/3

    H кв – запас напора, м
    Q – производительность центробежного насоса, м 3 /с
    n – частота вращения рабочего колеса, с -1

    Примеры задач по расчету и подбору насосов с решениями

    Пример №1

    Плунжерный насос одинарного действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м 3 /ч. Диаметр плунжера составляет 10 см, а длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего вала составляет 40 об/мин.

    Требуется найти объемный коэффициент полезного действия насоса.

    Площадь поперечного сечения плунжера:

    F = (π·d²)/4 = (3,14·0,1²)/4 = 0,00785 м²2

    Выразим коэффициент полезного действия из формулы расхода плунжерного насоса:

    η V = Q/(F·S·n) = 1/(0,00785·0,24·40) · 60/3600 = 0,88

    Пример №2

    Двухпоршневой насос двойного действия создает напор 160 м при перекачивании масла с плотностью 920 кг/м 3 . Диаметр поршня составляет 8 см, диаметр штока – 1 см, а длинна хода поршня равна 16 см. Частота вращения рабочего вала составляет 85 об/мин. Необходимо рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя принять 0,95, а установочный коэффициент 1,1).

    Площади попреречного сечения поршня и штока:

    F = (3,14·0,08²)/4 = 0,005024 м²

    F = (3,14·0,01²)/4 = 0,0000785 м²

    Производительность насоса находится по формуле:

    Q = N·(2F-f)·S·n = 2·(2·0,005024-0,0000785)·0,16·85/60 = 0,0045195 м³/час

    N П = 920·9,81·0,0045195·160 = 6526,3 Вт

    С учетом КПД и установочного коэффициента получаем итоговую установочную мощность:

    N УСТ = 6526,3/(0,95·0,95)·1,1 = 7954,5 Вт = 7,95 кВт

    Пример №3

    Трехпоршневой насос перекачивет жидкость с плотностью 1080 кг/м 3 из открытой емкости в сосуд под давлением 1,6 бара с расходом 2,2 м 3 /час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 3,2 метра. Полезная мощность, расходуемая на перекачивание жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо найти величину потери напора.

    Найдем создаваемый насосом напор из формулы полезной мощности:

    H = N П /(ρ·g·Q) = 4000/(1080·9,81·2,2)·3600 = 617,8 м

    Подставим найденное значение напора в формулу напора, выраженую через разность давлений, и найдем искомую величину:

    h п = H – (p 2 -p 1)/(ρ·g) – H г = 617,8 – ((1,6-1)·10 5)/(1080·9,81) – 3,2 = 69,6 м

    Пример №4

    Реальная производительность винтового насоса составляет 1,6 м 3 /час. Геометрические характеристики насоса: эксцентриситет – 2 см; диаметр ротора – 7 см; шаг винтовой поверхности ротора – 14 см. Частота вращения ротора составляет 15 об/мин. Необходимо определить объемный коэффициент полезного действия насоса.

    Выразим искомую величину из формулы производительности винтового насоса:

    η V = Q/(4·e·D·T·n) = 1,6/(4·0,02·0,07·0,14·15) · 60/3600 = 0,85

    Пример №5

    Необходимо рассчитать напор, расход и полезную мощность центробежного насоса, перекачивающего жидкость (маловязкая) с плотностью 1020 кг/м 3 из резервуара с избыточным давлением 1,2 бара а резервуар с избыточным давлением 2,5 бара по заданному трубопроводу с диаметром трубы 20 см. Общая длинна трубопровода (суммарно с эквивалентной длинной местных сопротивлений) составляет 78 метров (принять коэффициент трения равным 0,032). Разность высот резервуаров составляет 8 метров.

    Для маловязких сред выбираем оптимальную скорость движения в трубопроводе равной 2 м/с. Рассчитаем расход жидкости через заданный трубопровод:

    Q = (π·d²) / 4·w = (3,14·0,2²) / 4·2 = 0,0628 м³/с

    Скоростной напор в трубе:

    w²/(2·g) = 2²/(2·9,81) = 0,204 м

    При соответствующем скоростном напоре потери на трение м местные сопротивления составят:

    H Т = (λ·l)/d э · = (0,032·78)/0,2 · 0,204 = 2,54 м

    Общий напор составит:

    H = (p 2 -p 1)/(ρ·g) + H г + h п = ((2,5-1,2)·10 5)/(1020·9,81) + 8 + 2,54 = 23,53 м

    Остается определить полезную мощность:

    N П = ρ·g·Q·H = 1020·9,81·0,0628·23,53 = 14786 Вт

    Пример №6

    Целесообразна ли перекачка воды центробежным насосом с производительностью 50 м 3 /час по трубопроводу 150х4,5 мм?

    Рассчитаем скорость потока воды в трубопроводе:

    Q = (π·d²)/4·w

    w = (4·Q)/(π·d²) = (4·50)/(3,14·0,141²) · 1/3600 = 0,89 м/с

    Для воды скорость потока в нагнетательном трубопроводе составляет 1,5 – 3 м/с. Получившееся значение скорости потока не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что применение данного центробежного насоса нецелесообразно.

    Пример №7

    Определить коэффициент подачи шестеренчатого насоса. Геометрические характеристики насоса: площадь поперечного сечения пространства между зубьями шестерни 720 мм 2 ; число зубьев 10; длинна зуба шестерни 38 мм. Частота вращения составляет 280 об/мин. Реальная подача шестеренчатого насоса составляет 1,8 м3/час.

    Теоретическая производительность насоса:

    Q = 2·f·z·n·b = 2·720·10·0,38·280·1/(3600·10 6) = 0,0004256 м³/час

    Коэффициент подачи соответственно равен:

    η V = 0,0004256/1,8·3600 = 0,85

    Пример №8

    Насос, имеющий КПД 0,78, перекачивает жидкость плотностью 1030 кг/м 3 с расходом 132 м 3 /час. Создаваемый в трубопроводе напор равен 17,2 м. Насос приводится в действие электродвигателем с мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить, удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту.

    Рассчитаем полезную мощность, идущую непосредственно на перекачивание среды:

    N П = ρ·g·Q·H = 1030·9,81·132/3600·17,2 = 6372 Вт

    Учтем коэффициенты полезного действия насоса и электродвигателя и определим полную необходимую мощность электродвигателя:

    N Д = N П /(η Н ·η Д) = 6372/(0,78·0,95) = 8599 Вт

    Поскольку нам известна установочная мощность двигателя, определим коэффициент запаса мощности электродвигателя:

    β = N У /N Д = 9500/8599 = 1,105

    Для двигателей с мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется выдирать пусковой запас мощности от 1,2 до 1,15. Полученное нами значение не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что при эксплуатации данного насоса при заданных условиях могут возникнуть проблемы в момент его пуска.

    Пример №9

    Центробежный насос перекачивает жидкость плотностью 1130 кг/м 3 из открытого резервуара в реактор с рабочим давлением 1,5 бар с расходом 5,6 м 3 /час. Геометрическая разница высот составляет 12 м, причем реактор расположен ниже резервуара. Потери напора на трение в трубах и местные сопротивления составляет 32,6 м. Требуется определить полезную мощность насоса.

    Рассчитаем напор, создаваемый насосом в трубопроводе:

    H = (p 2 -p 1)/(ρ·g) + H г + h п = ((1,5-1)·10 5)/(1130·9,81) – 12 + 32,6 = 25,11 м

    Полезная мощность насоса может быть найдена по формуле:

    N П = ρ·g·Q·H = 1130·9,81·5,6/3600·25,11 = 433 Вт

    Пример №10

    Определить предельное повышение расхода насоса, перекачивающего воду (плотность принять равной 1000 кг/м 3) из открытого резервуара в другой открытый резервуар с расходом 24 м3/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 5 м. Вода перекачивается по трубам 40х5 мм. Мощность электродвигателя составляет 1 кВт. Общий КПД установки принять равным 0,83. Общие потери напора на трение в трубах и в местных сопротивлениях составляет 9,7 м.

    Определим максимальное значение расхода, соответствующее максимально возможной полезной мощности, развиваемой насосом. Для этого предварительно определим несколько промежуточных параметров.

    Рассчитаем напор, необходимый для перекачивания воды:

    H = (p 2 -p 1)/(ρ·g) + H г + h п = ((1-1)·10 5)/(1000·9,81) + 5 + 9,7 = 14,7 м

    Полезная мощность, развиваемая насосом:

    N П = N общ /η Н = 1000/0,83 = 1205 Вт

    Значение максимального расхода найдем из формулы:

    N П = ρ·g·Q·H

    Найдем искомую величину:

    Q макс = N П /(ρ·g·H) = 1205/(1000·9,81·14,7) = 0,00836 м³/с

    Расход воды может быть увеличен максимально в 1,254 раза без нарушения требований эксплуатации насоса.

    Q макс /Q = 0,00836/24·3600 = 1,254

    1. Определение основных параметров насоса

    1.1 Определение производительности насоса

    Производительность насоса определяется по следующей формуле:

    где Q max. сут. - максимальный суточный расход воды потребителями поселка (исключая расход на противопожарные нужды), м 3 ;

    Т - продолжительность работы насосной установки (берется с графика водопотребления), ч.

    1.2 Определение напора

    Напор насосной установки зависит от выбранной схемы подачи воды.

    Рис.1. Схема насосной установки: 1 - колодец; 2 - приемный клапан с сеткой; 3 - колено; 4 - насос; 5 - обратный клапан; 6 - регулировочная задвижка; 7 - водонапорная башня

    Поскольку вода в ВБ находится под атмосферным давлением, то напор определим по следующей зависимости:

    где Н 0 - геометрическая высота подъемы воды, м;

    h - потери напора на линиях всасывания и нагнетания, м.

    Геометрическая высота подъема определяется по формуле:

    где Z к - геодезическая отметка уровня воды в колодце, м;

    Z б - геодезическая отметка уровня ВБ, м.

    Потери напора определяются как сумма потерь напора на линиях всасывания и нагнетания:

    2. Определение потерь напора

    Поскольку на трубопроводе имеются местные сопротивления, то, согласно принципу наложения потерь, общие потери напора на нем являются алгебраической суммой потерь по длине и потерь напора в местных сопротивлениях и определяются по следующей зависимости:

    где - коэффициент гидравлического сопротивления трения; l - длина трубопровода, м; d - диаметр трубопровода, м; i - сумма коэффициентов местных сопротивлений.

    Выбираем скорость движения для всасывающих линий 1 м/с для диаметров труб от250 до 800 мм.

    По выбранной скорости и расходу определяем диаметр трубопровода по формуле:

    Коэффициент гидравлического сопротивления трения определяем по следующей методике:

    Находим число Рейнольдса по формуле:

    Коэффициент кинематической вязкости, м 2 /с., при

    Т. к. R e > 2320 (режим турбулентный), определяем составной критерий:

    Где - абсолютная шероховатость, м

    При = 10…500, коэффициент определяют по формуле Альтшуля (переходная зона):

    Колено () - 0,8 м. Приемный клапан с сеткой - 39 м.

    Потери напора на линии нагнетания:

    Vнаг=1,3…2, 0 м/с

    По выбранной скорости и расходу определяем диаметр трубопровода по формуле:


    м. А=6,959


    Т.к. R e > 2320 (режим турбулентный), определяем составной критерий:

    Где - абсолютная шероховатость, м, (м.2, стр16, приложение 2)

    При = 10…500, коэффициент определяют по формуле Альтшуля (переходная зона):

    обратный клапан 32 м .

    регулировочная задвижка на линии нагнетания: lэкв=0,6 м

    Потери напора: м

    Напор: м

    3. Выбор насоса для насосной установки

    На сводный график полей насосов типа К и КМ (К - насос консольный, КМ - насос консольно-моноблочный) наносим координаты Q и H и находим точку их пересечения. Данная точка лежит в поле насоса К160/30 с частотой вращения n = 1450

    К160/30, D К =168, D В =50, n =1450

    4. Определение рабочей точки насоса

    Для определения рабочей точки строим совместный график характеристики выбранного насоса и суммарной характеристики всасывающего и нагнетающего трубопроводов насосной станции. Характеристику насоса строим по данным насоса, а суммарную характеристику трубопроводов по следующей зависимости:

    где А Н - удельное сопротивление трубопроводов (характеристика) насосной станции, с 2 /м 5 ;

    где Н а - напор в т. А, м;

    Q а - расход в точке А, м 3 /с.

    5. Определение параметров обточки колеса и мощности насоса

    Рабочая точка насоса очень редко совпадает с расчетной. Для того, чтобы обеспечить перевод работы насоса из т. Р в т. А существует несколько способов.

    Изменение крутизны характеристики трубопроводов за счет дросселирования потока воды на выходе из насоса задвижкой. При закрытии задвижки кривая Н с пойдет круче.

    Изменение заводской характеристики насоса:

    а) изменение частоты вращения;

    б) подрезание диаметра рабочего колеса

    Первый способ наиболее простой, но менее эффективный, т.к снижается к. п. д. установки. Второй способ (а) применяется редко из-за сложности систем регулирования частоты вращения асинхронных электродвигателей, используемых для привода центробежных насосов. В случае 2 (б) сохраняется высокий к. п. д. установки при минимальных издержках на переоборудование установки, следовательно воспользуемся им.

    Для расчета параметров насоса при обточке колеса воспользуемся теорией подобия. Если соотношение действительного диаметра к подрезанному обозначить через (коэффициент обточки), т.е. то математическая зависимость между основными показателями насоса будет выглядеть следующим образом:

    Из данной формулы следует, что с уменьшением диаметра колеса, характеристики насоса будут проходить ниже заводских. При определенном значении одна из характеристик пройдет через т.А. Задача сводится к нахождению значения. Также следует учитывать, что чрезмерная обточка колеса не допускается из-за снижения к. п. д. Пределы обточки принимают в зависимости от коэффициента быстроходности насоса n S:

    Где n - число оборотов рабочего колеса

    Q - расход насоса, м 3 /с;

    Н - напор насоса, м

    Поскольку n S получилось в пределе 120 … 200, то выбираем пределы обточки 11 … 15%.

    Для определения значения коэффициента обточки задаемся максимальным значением коэффициента, равным 1,2. Определяем координаты т.2:

    Значение Х можно определить через Н 1 и Q 1:

    Искомую величину коэффициента обточки получаем, как среднее арифметическое значений Х 1 и Х 2:

    6. Выбор электродвигателя

    Мощность электродвигателя для привода насоса с подрезанным колесом определяется по формуле:

    Где k - коэффициент запаса мощности, принимаемый равным 1,3;

    Плотность воды, кг/мі;

    пер - к. п. д. передачи от двигателя к насосу (0,98-1);

    об - к. п. д. насоса с обточенным колесом, определяемый по формуле:

    где р - к. п. д. насоса с нормальным колесом в рабочей точке (Мет2 Приложение 5).

    Где р - к. п. д. насоса с нормальным колесом в рабочей точке.

    Значения Q, N и Н для насоса с обточенным колесом.

    По мощности и частоте вращения из каталога подбираем асинхронный двигатель: АИР 100 S2 Nдв=4 кВт n = 3000 об/мин