К.т.н. Г.В. Ледуховский, доцент, заместитель заведующего кафедрой «Тепловые электрические станции»;
к.т.н. А.А. Поспелов, доцент кафедры «Тепловые электрические станции»;ФГБОУВПО «Ивановский государственный энергетический университет им. В.И. Ленина», г. Иваново
Нормативно-техническая документация, регламентирующая порядок построения рабочих характеристик насосов , касается случая работы приводных электродвигателей при номинальном числе оборотов ротора. Поэтому на практике при построении рабочих характеристик насосов при частотном регулировании их производительности используют методики, описанные в специальной технической литературе . Степень точности полученных характеристик зависит от объема экспериментальных данных и используемой методики их обработки.
Это обеспечивает необходимый крутящий момент вала двигателя без перегрева и обеспечивает дополнительную экономию энергии. Большинство существующих насосных систем по размеру проектируются не менее чем на 20%. Это показывает отличную возможность модернизации с помощью частотных преобразователей, чтобы максимально точно соответствовать расходу насоса и действительным системным требованиям. В таких случаях очень важно согласовать электрические характеристики двигателя и инвертора. Старые инверторы создают значительные гармонические искажения, что приводит к дополнительному нагреву обмоток двигателя.
При проведении функциональных испытаний насосов, оснащенных блоками частотно-регулируемого привода, в условиях промышленной эксплуатации редко удается выполнить более одного опыта при каждом числе оборотов ротора, поскольку необходимо обеспечить требуемый режим работы сети. При стендовых испытаниях насосов такого ограничения не существует. Это обстоятельство следует учитывать при выборе методики обработки опытных данных в целях получения комплекса рабочих характеристик.
Самый дешевый и самый выгодный вариант - использование частотного преобразователя, подходящего для прямого монтажа на стандартном двигателе без дальнейшей обработки корпуса. Существует серьезная поставка двигателей и насосных агрегатов с интегрированным преобразователем частоты мощностью до 25 кВт. Среди преимуществ этой опции - то, что двигатель и инвертор оптимально согласованы; затраты на установку сокращаются; нет дополнительных кабелей; инвертор использует систему охлаждения двигателя; лучшая совместимость между компонентами снижает шум и вибрацию и многое другое.
В большинстве литературных источников для построения рабочих характеристик насосов при частотном регулировании производительности предложен подход, основанный на использовании формул пропорциональности. Формулы пропорциональности, полученные исходя из положений теории подобия динамических машин, отражают изменение рабочих параметров насоса при изменении числа оборотов ротора, диаметра рабочего колеса и т.п. Так, если известны рабочие характеристики насоса при номинальном числе оборотов ротора, то при его изменении рабочие параметры могут быть определены по выражениям
Статья продолжается в следующем номере журнала. Насос приводится в действие электродвигателем через мотовариатор с мощностью в зависимости от требуемых параметров. Применяемый мотовариатор обеспечивает плавную настройку производительности насоса без необходимости его остановки. Насос можно успешно использовать в установках фильтрации, наполнения, охлаждения и дозирования.
Корпус насоса может быть выполнен в виде рубашки, через которую он течет, в зависимости от потребностей нагревательной среды или охлаждающей среды. Низкоскоростной режим работы снижает шум, вызванный работой насоса. Простая конструкция позволяет быстро разборки основных компонентов перед процессом мойки или в случае контроля износа деталей.
где Q - объемная подача насоса, м 3 /ч; Н - напор насоса, м вод. ст.; N - мощность на валу насоса, кВт; n - число оборотов ротора насоса, об./мин; η об, η г, η - соответственно объемный, гидравлический и полный КПД насоса; индекс «н» указывает на значение параметра в номинальном режиме работы насоса, т.е. при номинальном числе оборотов ротора.
Балюстрады из нержавеющей стали
Объем использования этих насосов очень широк: от пищевой промышленности до фармацевтических, косметических и самых сложных применений в химической промышленности. Мы рекомендуем, в частности: стальные крылья, стальные барьеры, всевозможные барьеры из стальных и стеклянных крыш больших размеров, пространственные жалюзи, крупногабаритные рекламные конструкции, элементы поддонов и конструкций для индивидуальных заказов клиентов. При переработке легковоспламеняющихся жидкостей насос оснащен двигателем с антибликовым оборудованием. Насос имеет очень хорошую всасываемость до 9, 3 м ниже уровня насоса и оснащен регулируемым реле давления, которое автоматически отключает насос при заданном рабочем давлении. Максимальное рабочее давление составляет 3, 5 атм. В отличие от винтовых насосов поршневые насосы могут работать «сухими». Конструкция прессовой камеры имеет съемный горизонтальный цилиндр толщиной 4 мм. и снабжен так называемым безопасным пространством, то есть поршень не достигает конечной стенки цилиндра, что, в свою очередь, позволяет избежать повреждения насоса во время случайного поглощения любых инородных тел. Серия поршневых насосов имеет подходящий размер для эффективности, то есть количество циклов эффективности, мощность двигателя выбирается так, чтобы оптимально переносить среду. Их массивная конструкция, способность работать «сухим» и переносить жидкости с высокой температурой с постоянными импульсами без пульсаций, ставит поршневые насосы в основной поток с большой глубиной с точки зрения применения. Конструкция насосов делает их очень экономичными в эксплуатации. Части, которые могут быть подвергнуты ускоренному износу при преобразовании сложных сред, являются недорогими и очень быстро заменяемыми. По желанию заказчика возможно установить устройство на бесступенчатую мощность, что обеспечивает плавное изменение скорости подачи во время работы насоса, а также проток, который позволяет направление изменения направления без остановки насоса. Все модели оснащены шаровыми клапанами, поршнем из кислотостойкой стали, камерой сжатия, блоком привода. После окончания работы, для гигиены и срока службы насоса, все предметы, находящиеся в непосредственном контакте с промываемой средой, должны быть тщательно промыты питьевой водой. Электродвигатель оснащен блоком управления с двумя скоростями вращения и трансформатором. По желанию заказчика - две независимые скорости вращения и защита от перегрузки, которые предотвращают повреждение электрической системы при скачке напряжения. В случае повреждения одной из двух электрических цепей, другая позволяет продолжить работу, чтобы мы не были вынуждены прекратить откачку. поршневые насосы Технические параметры: Емкость: Давление на выходе: Температура среды, подлежащей изменению.
Самовсасывающие, низкоскоростные насосы
Поршневые насосы. . В зависимости от условий эксплуатации насосы оснащены гибкими роторами, выполненными из.Для практических расчетов формулы (1) применимы лишь условно, поскольку функции изменения η об и η г в зависимости от числа оборотов ротора в большинстве случаев отсутствуют. В связи с этим рекомендуется использовать упрощенные выражения, полученные в предположении, что гидравлический и объемный КПД насоса остаются неизменными при любой частоте вращения ротора:
Насосы, вентиляторы и компрессоры обычно невидимы, но они играют огромную роль во многих промышленных установках. Они должны работать надежно изо дня в день, потому что без технологических задач, таких как дозирование, аэрация, холодное производство, вентиляция и кондиционирование воздуха, будут нарушены, и наша жизнь будет намного сложнее. Все эти области применения требуют идеально функционирующих насосов, вентиляторов и подобных устройств.
Цены на энергию растут годами, а также интерес к возможностям сокращения потребления электроэнергии в промышленных приложениях. Снижение общих издержек и экономии энергии сегодня как никогда ранее, главным образом из-за этих резко возрастающих издержек. Поэтому владельцы и пользователи заинтересованы в решениях, обеспечивающих экономичное управление энергией как в технологических процессах в процессе производства, так и в системах водоснабжения и вентиляции в производственных цехах и в офисных зданиях.
Нужно отметить, что погрешность, вносимая в расчет пренебрежением неравенства КПД насоса при изменении числа оборотов ротора, тем меньше, чем меньше изменение самого числа оборотов ротора.
Для дальнейших рассуждений обозначим математическую модель (2) как «модель 1». Сопоставим для примера результаты расчета рабочих характеристик по модели 1 с данными, полученными в ходе натурных испытаний насоса типа 1Д-800-56 (рис. 1). Здесь и далее будем рассматривать только случаи при n Использование частотных преобразователей является ключевым решением для повышения энергоэффективности технологических процессов. В настоящее время это наиболее эффективное решение, позволяющее быстро и значительно сократить потребление энергии, регулируя оборот. На кривой характеристической кривой в дополнение к характеристикам насоса и системы также представлены пределы коэффициента эффективности. Как при регулировании дроссельной заслонки, так и при управлении скоростью рабочая точка сдвигается за пределы оптимального коэффициента эффективности. Исходя из представленной на рис. 1 информации можно сделать следующие выводы о применимости упрощенных формул пропорциональности (модель 1): ■ расчеты по модели 1 приводят к завышению напорных характеристик и занижению характеристик мощности при пониженных числах оборотов ротора насоса (в рассматриваемом примере среднее завышение напорной характеристики составляет 5,3%, а среднее занижение характеристики мощности - 11,7%; в целом по опыту расчетов эти значения достигают 17 и 36% соответственно); Насосы и вентиляторы идеально подходят для экономии энергии. Для вентиляторов и крыльчатых насосов, то есть машин с механическими характеристиками в зависимости от квадрата скорости, потребление энергии уменьшается в третьей мощности по мере уменьшения оборота. Поэтому широко распространенное решение для этих устройств должно оснащать их современными преобразователями частоты и таким образом оптимально регулировать их скорость до текущего спроса. Типичная модель для проектирования таких систем - огромное поле для экономии. В большинстве случаев насосы и вентиляторы, используемые в технических решениях, предназначены для так называемых наихудший случай, т.е. для случая наивысшей нагрузки с наивысшим уровнем эффективности. Например, кондиционеры выбраны для выполнения задачи в самый жаркий день года, в котором они должны работать при самой тяжелой нагрузке. Соответственно, в оставшееся время они работают только с частичной нагрузкой. ■ характеристика КПД насоса, рассчитанная по модели 1, при снижении числа оборотов ротора деформируется в направлении уменьшения подачи, максимальное значение КПД остается постоянным; при этом следует, что КПД насоса при равных подачах, меньших номинальной, должен повышаться при уменьшении числа оборотов ротора, что не подтверждается опытными данными. Аналогия предназначена для устройств, которые обеспечивают постоянное давление подаваемой воды или других технологических процессов с переменной производительностью в зависимости от сезонных, дневных или внешних условий - например, температуры. Здесь частотные преобразователи показывают наибольшие преимущества их применения. Это решение также подтверждается тем фактом, что падение цен делает конвертеры все более привлекательными инвестициями. Примечание. Однако не все насосы и вентиляторы подходят для контроля скорости. Чтобы избежать сюрпризов в области контроля скорости на насосах и вентиляторах, пользователь должен учитывать на этапе проектирования, что вместе с изменением числа оборотов также изменяется рабочая точка и, следовательно, эффективность проточной машины. Чтобы избежать неэкономичных решений, перед принятием инвестиционного решения необходимо проверить все аспекты как в техническом, так и в коммерческом и логистическом аспектах. Отметим, что наиболее точные результаты при использовании модели 1 получаются для насосов, номинальная рабочая характеристика КПД которых имеет более пологую форму, т.е. в случае, если характеристика близка к горизонтали в рабочем диапазоне изменения подачи. К таким насосам, например, относятся сетевые насосы типа СЭ-5000-70 и СЭ-5000-160 . Для того, чтобы скорость насоса и скорость вращения вентилятора были экономичными, пользователь должен выбрать преобразователь частоты не только по лучшей цене, но в соответствии с предложением, основанным на анализе функциональности и эффективности решения на протяжении всего срока службы устройства. Кривая показывает расход энергии выбранного насоса при управлении скоростью. При частоте 32 Гц есть дополнительные потери насоса, которые перевешивают экономию. В представленной установке энергетически оптимальная частота равна 38 Гц. Если бы насос не регулировался по очереди, энергетический баланс был бы намного хуже. Во многих приложениях и более старых системах в настоящее время используется регулирование работы насосов и вентиляторов с использованием клапанов, дроссельных клапанов или трехходовых клапанов. В опубликованных результатах исследований на основании анализа рабочих характеристик насосов различных типов показано, что максимальный КПД на рабочей характеристике насоса уменьшается как при понижении, так и при повышении числа оборотов ротора относительно номинального значения. При этом характеристика КПД насоса при изменении числа оборотов ротора может быть описана выражением Если роторный насос отрегулирован с помощью дроссельной заслонки, рабочая точка машины вдоль характеристической кривой насоса смещается за счет дросселирования потока. По сравнению с номинальной рабочей точкой насоса существует лишь минимальное сокращение количества потребляемой энергии. При настройке насоса путем изменения скорости рабочая точка перемещается вдоль характеристической кривой установки. Спрос на энергию значительно снижается по сравнению с регулированием удушья, как уже упоминалось, в третьей степени. И, таким образом, вентилятор на половинной скорости, например, нуждается только в одной восьмой мощности. Это относится ко всем машинам потока с квадратной характеристической кривой по отношению к оборотам. где n нн, об./мин, Q нн, м 3 /ч, и η нн, ед., - соответственно число оборотов ротора, подача и КПД насоса в рабочей точке насоса при номинальном числе оборотов ротора; n и Q - изменившиеся значения числа оборотов ротора и подачи насоса; k - коэффициент пропорциональности, значение которого принимается по рекомендациям (от 0,28 до 1,54 в зависимости от типа насоса ) либо определяется из результатов испытаний. Как в случае регулирования дроссельной заслонки, так и в случае контроля скорости рабочая точка сдвигается за пределы оптимального коэффициента эффективности. На рисунке 2 показано потребление энергии выбранным насосом при управлении скоростью. В представленном устройстве оптимальная частота достигается при 38 Гц. Как уже было описано, технические системы должны быть очень часто разработаны для пиковых нагрузок. По характеру вещей - чем дольше срок службы, тем выше доля работы с частичной нагрузкой только при анализе профиля нагрузки системы. Следует отметить, что величина η нн * в выражении (3) определяет номинальную рабочую характеристику насоса по КПД в общем случае. Ее использование для практических расчетов приводит к большим погрешностям. Более точным является использование зависимости, описывающей реальную номинальную характеристику КПД, полученную в испытаниях, т.е. некоторой функции F η (Q/Q нн), вид которой для каждого типа насосов индивидуален. Кроме того, при обработке результатов испытаний конкретного насоса с использованием зависимости (3) зачастую не достигается требуемая степень точности, что приводит к необходимости введения второго параметра идентификации - степени относительного числа оборотов ротора (η/η нн) в выражении (3). Обозначим эту степень через a. С учетом этого выражение (3) перепишется в следующем виде: В рамках этого подхода напорная характеристика насоса при изменении числа оборотов ротора может быть аппроксимирована зависимостью Здесь функция F H (Q/Q нн) описывает номинальную рабочую напорную характеристику насоса; степень а, по опыту обработки результатов натурных испытаний насосов, совпадает со степенью относительного числа оборотов ротора в выражении для КПД. Уравнение для расчета мощности на валу насоса при изменении числа оборотов ротора при использовании выражений (4) и (5) определится как где g=9,81 м/с 2 - ускорение свободного падения; ρ - средняя плотность воды в насосе, кг/м 3 . Для расчета по выражениям (4)-(6) (назовем эту модель моделью 2) необходимо знать параметры идентификации математической модели k и а. При расчете с использованием номинальных рабочих характеристик и отсутствии экспериментальных данных в соответствии с рекомендациями следует принять а=2 и значение k в пределах от 0,28 до 1,54 в зависимости от типа насоса. Более точные рабочие характеристики получаются при использовании для идентификации модели экспериментальных данных. Ясно, что получение уравнений, описывающих рабочие характеристики насоса в подобном виде, возможно только при обработке большого объема опытных данных. Для рассмотренного выше примера с насосом 1Д-800-56 получены значения а=2,3 и k=0,3. Результаты расчета с использованием модели 2 представлены на рис. 2. Анализ результатов использования модели 2 позволяет заключить следующее: ■ расчеты по модели 2 приводят к более точным значениям напора и мощности, чем значения, полученные с использованием модели 1; так, по опыту расчетов, для модели 2 средняя разница между расчетными и экспериментальными значениями не превышает 11%, однако при недостаточности экспериментальных данных это расхождение может достигать более 30%; ■ характеристика КПД насоса, рассчитанная по модели 2, при уменьшении числа оборотов ротора деформируется вдоль оси ординат; максимальное значение КПД уменьшается при отклонении числа оборотов ротора от номинального значения, подача, при которой КПД имеет максимальное значение, остается неизменной. Расчетные и опытные значения КПД соотносятся между собой с отклонением не более 5% (относительных); ■ относительное число оборотов ротора входит в выражение расчета напора насоса в степени, обычно превышающей 2 (в рассмотренном примере а=2,3), что противоречит основным положениям теории насосов. Это обстоятельство, по-видимому, связано с тем, что модель 2 не учитывает изменения подачи насоса в подобных режимах его работы. Таким образом, модель 2 следует считать аппроксимационной (статистической) математической моделью. Используя эту модель, можно с высокой степенью точности обработать опытные данные. Однако точность аппроксимации напрямую зависит от количества опытных точек, поэтому для использования этой модели требуется проведение испытаний насосов в широких диапазонах изменения параметров. Пересчет номинальных рабочих характеристик насосов по модели 2 при отсутствии экспериментальных данных приводит к относительно большим погрешностям. Учитывая представленные результаты анализа, возникла необходимость в разработке более универсальной математической модели, позволяющей с достаточной точностью прогнозировать характер рабочих характеристик насосов при переменном числе оборотов ротора даже в случае отсутствия большого объема экспериментальных данных. Такая модель получена авторами путем развития модели 1 в целях более полного учета физической природы процессов, протекающих в насосах при изменении числа оборотов ротора, а также обобщения многих экспериментальных данных. Основные расчетные выражения, составляющие полученную математическую модель (назовем ее моделью 3), следующие: где Q, м 3 /ч - объемная подача насоса; Н, м вод.ст. - напор насоса; N, кВт – мощность на валу насоса; η н, ед. - полный КПД насоса; n, об./мин - число оборотов ротора насоса; А - вспомогательный комплекс; g, м/с 2 - ускорение свободного падения, р, кг/м 3 - средняя плотность воды в насосе; d M и d вс, м - диаметры соответственно напорного и всасывающего патрубков насоса; r - параметр идентификации модели; индекс «н» указывает на значение параметра при номинальном числе оборотов ротора. Имея характеристики насоса при номинальном (или ином) числе оборотов ротора (О н, Н н, η н) в функциональном, табличном или графическом виде и задав один параметр идентификации г, можно рассчитать рабочие характеристики при отклонении числа оборотов ротора. Параметр идентификации модели r может быть определен по результатам испытаний либо задан исходя из его физического смысла. По опыту использования модели значение r обычно близко к r=0,5. На рис. 3 представлены результаты расчетов с использованием модели 3 для рассмотренного выше примера с насосом 1Д-800-56. В данном случае отклонение расчетных параметров от опытных данных составило 4,8%. Модель 3 более полно отражает закономерности физических процессов, протекающих в насосах при изменении числа оборотов ротора, чем модель 1. По сложности расчетов и универсальности модель 3 сопоставима с моделью 2, однако требует значительно меньшего объема исходной информации. Настройка модели 3 по результатам эксперимента проще, чем настройка модели 2, поскольку в нее входит только один параметр идентификации. Из рассмотренных моделей модель 3 позволяет получить наиболее точные результаты (в целом по опыту использования отклонение между опытными и расчетными значениями показателей не превышает 7%). Использование модели 3 при обработке результатов функциональных испытаний четырех насосов Omega 200-520А производства KSB Actiengesellschaft (Германия), четырех насосов 1Д-800-56, четырех насосов СЭ-800-55-11 и девяти насосов СЭ-500-70-16, оснащенных блоками частотно-регулируемого привода производства General Electric Company (США), показало, что возможно значительное сокращение количества рассматриваемых режимов каждого насоса (для каждого насоса выполнено от 4 до 9 опытов при отклонении числа оборотов ротора от номинального значения), а среднее отклонение расчетных значений параметров от опытных данных составило 2,6%. 1. Методические указания по составлению и содержанию энергетических характеристик оборудования тепловых электростанций - РД 34.09.155-93: разраб. «Фирма по наладке, совершенствованию технологии и эксплуатации электростанций и сетей ОРГРЭС», утв. Министерством топлива и энергетики России 22.09.93, ввод. в действие с 01.12.93. 2. Черкасский В. М. Насосы, вентиляторы, компрессоры: учебник для теплоэнергетических специальностей вузов / В.М. Черкасский - 2-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1984. - 416 с. 3. Турк В.И. Насосы и насосные станции: учебник для вузов /В.И. Турк, А.В. Минаев, В.Я. Карелин. - М.: Стройиздат, 1976. - 304 с. 4. ГОСТ 6134-87. Насосы динамические. Методы испытаний (с изм. 1 и 2). - Взамен ГОСТ 6134-71: утв. Госстандартом СССР 29.06.1987: ввод в действие с 01.07.1987. М.: Изд-во стандартов, 1987. 5. Энергетические насосы: каталог / ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ. - М.: Типография НИИМАШ, 1974. - 50 с. 6. Колесников А. И. Энергосбережение в промышленных и коммунальных предприятиях: учеб. пособие /А.И. Колесников, М.Н. Федоров, Ю.М. Варфоломеев; под общ. ред. М.Н. Федорова. - М.: ИНФРА-М, 2005. - 124 с. Другим приемом расширения области применения центробежных насосов является изменение их числа оборотов. Зависимость подачи, напора и мощности центробежного насоса от числа его оборотов характеризуется следующими уравнениями, называемыми уравнениями пропорциональности: (4 - 4) где: Q, H
и N
- значения подачи, напора и мощности при нормальном числе оборотов насоса n
по характеристике из каталога; Совместное решение первых двух уравнений дает новое уравнение: называемое уравнением кривой пропорциональности, где k 1
- коэффициент, характеризующий кривую пропорциональности. Для одной кривой пропорциональности этот коэффициент постоянен. Имея характеристику насоса для числа оборотов п и пользуясь уравнениями (4-4) и (4-5), можно построить новую характеристику насоса для другого числа оборотов n 1
. Для этого надо задаться на известной кривой H-Q
какой-либо точкой 1
с параметрами Q
и H
при числе оборотов п (рис. 43) и, подставив их в уравнения (4-4) и (4-5), найти параметры Q 1
и H 1
для точки 1"
с заданным числом оборотов n 1
. Точно так же находятся параметры точек 2", 3" и т. д. Соединяя эти точки плавной кривой, получим кривую напоров Н 1
-Q
1
новой характеристики насоса для числа оборотов n1
. Для построения кривой к. п. д. (h 1 -Q
) используется известный опытный факт практического постоянства к. п. д. насоса при изменении его числа оборотов в довольно широких пределах. Согласно ГОСТ 6134-58, уменьшение числа оборотов до 50% практически не вызывает изменения к. п. д. насоса. Поэтому значения к. п. д., соответствующие точкам 1, 2, 3, 4 и т. д. на кривой H-Q
, переносятся без изменения в новое место соответственно точкам 1",2",3",4" и т. д. При подборе насосов по заданным значениям Q
и H
иногда сталкиваются с отсутствием таковых в каталожных данных. В таких случаях приходится использовать уравнение кривой пропорциональности (4-7). Вначале, после подстановки в это уравнение заданных значений Q
и H
, находят коэффициент k 1
. Затем задаются различными значениями расхода, например Q 1 Q 2
и Q з
(рис. 44), и по тому же уравнению находят соответствующие напоры H 1 H 2
и H з
. Величина k 1
в уравнении (4-7) при подсчетах принимается одинаковой и равной найденному значению. Вычисленные значения H
для соответствующих Q
откладывают на графике (рис. 44) с несколькими кривыми напоров H-Q
разных насосов и полученные точки соединяют плавной кривой. Построенная таким образом кривая пропорциональности обязательно пройдет через начало координат, через точку с заданными значениями Q
и H
и пересечет несколько кривых H-Q
для разных насосов. Затем, пользуясь, например, уравнением пропорциональности (4-4), можно определить, с каким числом оборотов тот или иной насос лучше всего может обеспечить заданный расход Q
и напор H
.
Литература
(4 - 5)
(4 - 6)
Q 1 , H 1
и N 1
- значение тех же величин, но при другом числе оборотов насоса n 1
.
Рис. 43. Графические построения при пересчете рабочих характеристик насоса с одного числа оборотов на другое.
Кривая мощности N 1 -Q
пересчитывается по уравнению пропорциональности (4-6).
Рис. 44. Графические построения при отсутствии в каталоге насоса с необходимой подачей и напором.