Демпферы пульсаций предназначены для гашения пульсаций давления

12 вопрос

Пожалуй, главный источник проблем с насосами - кавитация. Физически это явление объясняется тем, что в жидкости всегда присутствует какое-то количество растворенного газа. При движении жидкости в ней могут возникать зоны разрежения. В результате выделяются пузыри. Попадая с потоком в зону более высоких давлений, пузыри схлопываются, выделяя энергию, которая разрушает поверхность рабочих колес, улиток (рис. 1.) и т.д.
Рис. 1. Кавитация улитки после года работы насоса.
Эта энергия также создает ударные волны, вызывающие вибрацию, распространяющуюся на рабочее колесо, вал, уплотнения, подшипники, повышая их износ. Возникновение кавитации обусловлено разными причинами (табл. 1.) Любой вид кавитации связан с неучетом важных правил гидравлики и гидродинамики.

Каждый насос характеризуется величиной кавитационного запаса ∆h_тр, обозначаемой западными насосными фирмами NPSHR. Это то минимальное давление, в пределах которого у жидкости, попадающей в насос, сохраняется состояние собственно жидкости. Величину ∆h_тр в номинале и кривую зависимости ∆h_тр от подачи/напора обязан предоставлять производитель насоса.

Насос в станцию необходимо подбирать, устанавливать и обвязывать так, чтобы он располагал в зоне своей работы (определяется наложением характеристик насосов и системы водоводов) тем допустимым кавитационным запасом ∆h_доп (или NPSHA), величина которого была бы выше ∆h_тр (NPSHA > NPSHR).

Иными словами ∆h_доп – есть потенциальная энергия жидкости у всасывающего отверстия насоса ∆h_доп = H_a + H_s – H_vp -H_f -H_i, где H_a - атмосферное давление (10 м водного столба на уровне моря); H_s - статический напор (положительный или отрицательный), определяемый как разность уровней между свободной поверхностью жидкости и осью насоса, м; H_vp - давление паров перекачиваемой жидкости, зависящее от температуры, м; H_f- потери на трение во всасывающей линии, м; H_i - потери в пространстве между горловиной и головкой рабочего колеса насоса (если неизвестны, можно принять [1] равными 0,6 м).

Пример. Нужно определить геометрическую высоту всасывания Н_о (рис 2) для насоса с ∆h_тр = 7,0 м.

Яндекс.Директ

Расчетом из таблиц получаем потери: на входе в насос H_i = 0,6 м; на трение во всасывающей линии H_f = 0,3 м; на задвижке Н_v = 0,1 м; на конфузоре Н_к = 0,1 м; давление насыщенных паров H_vp = 0,2 м. Величина Н_о равна H_s со знаком минус.

Для получения искомой Н_о применим систему из трех уравнений.
∆h_доп = 1,1 ∆h_тр,(4.1), где 1,1 – коэффициент запаса, принимаемый в зависимости от условий работы насоса 1,1 – 1,5 [1].
Н_о = - H_s,(4.2) так как уровень воды отрицательный по отношению к оси насоса.
∆h_доп = H_a + H_s - H_vp - Н_к - Н_v - H_f -H_i (4.3)
Отсюда Н_о = -(1,1 ∆h_тр - H_a + H_vp + Н_к + Н_v + H_f +H_i ) или
Н_о = -(1,1 * 7,0 – 10 + 0,2 +0,1 + 0,1 + 0,3 + 0,6) = -(-1,0) = 1 м.

Требуемый кавитационный запас Δh_TP обычно вычисляют по характеристике, представляемой производителем насоса. Кривая Δh_TP начинается с точки нулевой подачи и медленно растет с увеличением. Когда подача превышает точку наибольшего КПД насоса кривая Δh_TP резко возрастает, по экспоненте. Зона справа от точки максимального КПД обычно является кавитационно опасной. Кавитационный запас не поддается контролю с точки зрения механики, и оператор насосной станции (особенно если он не ознакомлен с характеристиками насосов) улавливает по металлическому шуму и щелчкам уже развитую кавитацию. К сожалению, на рынке слишком мало приборов, позволяющих наблюдать и предотвращать кавитацию. Хотя датчик давления всасывающей стороне насоса, подающий сигнал тревоги при падении давления ниже допустимого для конкретного агрегата, мог бы и должен бы применяться повсеместно.

Многие операторы знают, что звук пропадает после прикрытия задвижки. Но, снижая тем самым подачу и кавитацию, можно не достичь технологических параметров производственного процесса или водоснабжения/водоотведения. Для того, чтобы правильно устранить кавитацию нужно использовать принцип – на входе в насос должно всегда быть жидкости больше, чем на выходе. Вот несколько простых способов как этого достичь:
- замените диаметр всасывающего патрубка на больший;
- переместите насос ближе к питающему резервуару, но не ближе 5-10 диаметров всасывающей трубы;
- понизьте сопротивление во всасывающей трубе, заменой ее материала на менее шероховатый, задвижки на шиберную, характеризующуюся меньшими местными потерями, удалением обратного клапана;
- если всасывающая труба имеет повороты, уменьшите их количество и (или) замените отводы малых на большие радиусы поворота, сориентировав их в одной плоскости (иногда правильно заменить жесткую трубу гибкой);
- увеличьте давление на всасывающей стороне насоса повышением уровня в питающем резервуаре либо снижением оси установки насоса, либо использованием бустерного насоса.

Изложенные способы просты и понятны любому специалисту, но. Рассматриваю недавно проект выполненный авторитетной, проектной организацией и обнаруживаю, что насосы с подачей 1400 м³/ч оборудованы задвижками (рис. 3) диаметрами 400 мм с напорной и 300 мм со всасывающей стороны (!?) «Вы перепутали диаметры» – говорю – «Не может насос, изготавливаемый солидной европейской фирмой, быть выполнен вопреки классическому правилу: всасывающий патрубок должен быть больше напорного!»

Рис. 3. Пример неверной обвязки насос насоса. Диаметр всасывающего патрубка меньше чем напорного.

Оказалось, что патрубки имеют одинаковые диаметры по 300мм. Чем руководствуется насосная фирма догадаться не трудно. С подходящим под данную подачу всасывающим патрубком Ø400 или Ø500 возросли бы размер улитки и цена. Но, если бы проектировщик подсчитал получаемые скорости на входе в насос 5,5 м/с, а за насосом 3,1 м/с, то смог бы убедить заказчика отказаться от насоса, способного кавитировать, хотя и менее дорогого.

Второй пример.

В насосной станции смонтированы агрегаты сухой горизонтальной установки выше уровня воды в приемном резервуаре на 2,8м. Их номинальные параметры: Q=3500 м³/ч, Н=26м, ∆hтр(NPSHR)=7.7м. Насосы кавитируют. Реально они работают в точке Q=3900 м³/ч, Н=24м, где ∆hтр(NPSHR)=8,6м. Диапазон производительности насосной станции 6 000-10 000 м3/ч.

Решение проблемы:

С помощью формулы (4.3) этого параграфа подсчитываем ∆hдоп(NPSHA)=5.8м. Отсюда ∆hдоп<1,1∆hтр=8,5м, что недопустимо, В фактической же точке работы, где разность 1,1∆hтр-∆hдоп=1,1х8,6=3,7 –условия еще жестче.

Рассмотрим два варианта вывода насосов из работы в зоне кавитации:
- Дросселирование напорной линии с помощью регулируемого клапана.
- Увеличение давления на всасывающей стороне, установкой в приемном отделении бустерного насоса.

Вариант 1 (с регулируемым клапаном).
Анализируя характеристики Q-H и Q-∆hтр насоса, находим Q=2000 м³/ч, при котором ∆hтр=3,8м<∆hдоп. Подбираем регулирующий клапан, способный поддерживать давление в напорной линии каждого насоса на уровне 3,5 бар, что соответствует единичной подаче 2000 м³/ч. Строим графики совместной работы трех насосов с тремя клапанами и трубопроводов (рис 4). Три насоса справляются с минимальным притоком 6000 м³/ч.

Вариант 2 (с бустерным насосом).
Из предыдущих расчетов видно, что недостаток напора на всасывающей стороне насоса составляет 3,7 м. Наиболее просто монтируемыми и подходящими для значительных объемов на небольшую высоту являются насосы с осевыми или диагональными рабочими колесами (рис 4,5). Такие агрегаты устанавливаются непосредственно в нагнетательную колонну (в данном случае открытую). Подбираем насос с номинальными параметрами Q=3000 м³/ч, Н=5,5 м, КПД=83%. Строим характеристики работы пары последовательно соединенных насосов (рис. 6) и трех пар последовательно – параллельно соединенных насосов (рис. 7) совместно с водоводом.

Рисунок 4. Графики совместной работы 3-х насосов с регулируемыми клапанами (или одним клапаном на гребенку) и водоводов.

1,2,3-графики одно, двух и трех параллельно работающих насосов соответственно. 4,5,6-графики водоводов с редукционными клапанами (клапаном), поддерживающим давление в системе 3,5 бар при работе одного, 2-х и 3-х насосов соответственно 7-характеристика водовода без дросселирования.

Рис. 5 Погружной осевой насос 1, создающий подпор насосу сухой установки 2.

Пуск существующего насоса осуществляется с задержкой, после того как осевой бустерный агрегат наполнит колонну водой до возможного излива.
Анализ характеристик показывает:
Подача бустерного агрегата (рис. 6) в рабочем диапазоне выше, чем у существующего, что обеспечило стабильный подпор последнему.

Рис. 6 Графики работы последовательно соединенных насосов и водовода

1-характеристика насоса сухой установки 2-совместная характеристика последовательно работающих насосов 3-характеристика водовода.

Рабочая точка двух пар параллельно действующих насосов (рис. 7) соответствует Q=7200 м³/ч, Н=30м и находится в зоне оптимума обоих агрегатов.

Рис. 7. График параллельной работы трех пар последовательно соединенных насосов и водовода

1,2,3-графики работы одной, 2-х, 3-х пар последовательно соединенных насосов, соответственно 4-характеристика водовода.
Требуемый кавитационный запас существующих насосов сухой установки в этой точке ∆hтр=6м
Подсчитываем располагаемый кавитационный запас формуле (4,3):
∆hдоп=10+2,0-0,2-0,2-0,1-0,3-0,6=10,6 м
Отсюда ∆hдоп=10,6>1,1∆hтр=6,6м
Угрозы кавитации нет.

Энергетические затраты по вариантам показывают явное преимущество в использовании бустерных насосов, а денежная разность их (2081 272 руб) сравнима с закупочной ценой за агрегат.
Кроме того установка редукционного клапана не исключит проблем:
Наличие воздуха во всасывающем трубопроводе, следовательно, неустойчивой работы насосов;
Уменьшения ресурса работы подшипниковых узлов и уплотнений (при подаче 2000 м3/чач насос работает на границе ограничения по Qmin, с повышенными осевыми и радиальными силами)
Таким образом, можно оценить целесообразность и эффективность мероприятий по устранению кавитации.

Список литературы:
[1] Bachus L, Custodio A. Know and Understand Centrifugal Pumps.
Elsevier, Oxford, 2003.

Березин С.Е.
ЗАО «Водоснабжение и водоотведение», Москва, Россия