Определение рабочей точки центробежного насоса и мощности приводного двигателя

Q= Q2 =84×10-3× 0,8 =67,2×10-3 м3/с.

 Поскольку характеристика  сети не меняется, получаем на  характеристике сети новую рабочую точку насоса.  Через эту точку должна пройти характеристика насоса. Координаты новой рабочей точки : Q2 =67,2×10-3 м3/с, H2 =40м, h2=0,72 (напор  и к.п.д. можно определить по рис. 16).

2).  Строим кривую подобных  режимов по уравнению:

H = H2 × Q2 /Q 22=40× Q2 / (67,2×10-3)2

Войдите в Excel Лист2, введите свои исходные данные и скопируйте таблицу и график в документ.

Рис.19. Определение числа оборотов при уменьшении подачи

 

3. Определяем по графику абсциссу точки пересечения параболы подобных режимов и старой характеристики насоса : Q1 = 79×10-3 м3/с.

4. Определяем расчётное  число оборотов вала насоса:

n2 = n1×Q2/Q1= 2950×67/79=2501 об/мин.

 

3.4.3. Сравнение способов регулирования

1.При регулировании  степенью открытия крана (рабочая  точка располагается на исходной характеристике насоса):

Q =67×10-3 м3/с, H=65м, h=0,72 .

2. При регулировании оборотами (рабочая точка располагается на исходной характеристике сети):

Q =67×10-3 м3/с, H=40м, h=0,72 .

 

Определяем мощность приводного двигателя.

• При регулировании степенью открытия крана:

N = 884×9,8×65×67×10-3/0,72 = 48кВт

• При регулировании оборотами:

N = 884×9,8×40×72×10-3/0,72 = 32кВт

При регулировании оборотами снижение мощности составляет:

DN/N =(48 - 32)/ 48=0,26 = 33%.

 

ВЫВОДЫ

 

1. Определена рабочая точка насоса D-320 при его работе в заданную гидравлическую сеть. Её параметры: Q=76×10-3 м3/с, H=59м, h = 0,68.
2. Определен  минимальный диаметр всасывающего трубопровода из условия бескавитационной работы. Он равен 160×10-3 м. Поскольку этот диаметр больше заданного (140мм), диаметр всасывающего трубопровода увеличен до 180мм (ближайший больший по ГОСТу).
3. Определена рабочая точка насоса при условии отсутствия кавитации. Её параметры: Q=84×10-3 м3/с, H=52м, h = 0,61.
4. Определена степень открытия крана, равная 0,23, при которой расход в системе будет равен 0,8Q.
5. Определены обороты двигателя, равные 2501 об/мин., при которых расход в системе будет равен 0,8Q .
6. Сравнение показало, что при регулировании оборотами выигрыш в мощности составляет 33 %.

 

 

 

Библиографический список

1. Рабинович Е.З., Евгеньев А.Е. Гидравлика.- M.: Недра, 1987.-234с.

2. Раинкина Л.Н. Гидромеханические  расчеты трубопроводных систем  с насосной подачей жидкости.- Ухта: УИИ, 1997.- 79с.