pompa centrifuga
Post on 20-Jan-2016
45 Views
Preview:
DESCRIPTION
TRANSCRIPT
2.7. Aspiraţia pompelor centrifuge
2.7.1. Procesul de aspiraţie
Procesul de aspiraţie, sau ridicarea lichidului din rezervorul de alimentare
la pompă are loc – în mod normal – datorită depresiunii ce se formează în rotor
în timpul funcţionării.
FIG.2.27.
Dacă p a este presiunea din rezervorul de aspiraţie şi admiţând că
depresiunea din rotor ar atinge vidul înălţimea teoretică maximă de aspiraţie ar
fi:
având limita când p a = 760 mmHg = 9,8110.333N/ ; Hasp =
10,333m
În figura 2.27 este reprezentat traseul de aspiraţie al unei pompe
centrifuge ce aspiră dintr-un rezervor având presiunea atmosferică interioară pI ;
dacă pb este presiunea atmosferică, presiunea la nivelul de aspiraţie este : p a = pi
+ pb .
71
Pe traseul de aspiraţie pot fi fixate trei puncte de control şi anume:
a) la nivelul de aspiraţie
0) la nivelul cel mai ridicat al traseului de aspiraţie
1) imediat după intrarea lichidului în rotor
Luând ca plan de referinţă nivelul lichidului din rezervorul de aspiraţie, sarcina
hidraulică la intrarea în circuitul de aspiraţie va fi:
(2.57)
Aplicând relaţia lui Bernoulli pentru celelalte două puncte ale traseului rezultă:
(2.58)
unde:
Hasp – înălţimea de aspiraţie a pompei (măsurată până la nivelul superior al
conductei de aspiraţie)
hra – pierderile liniare şi locale de sarcină prin frecare hidraulică pe traseul de
aspiraţie
hrir – pierderea de sarcină la intrarea lichidului în canalele rotorului; aceste
pierderi pot fi scrise sub forma:
(2.59)
coeficient de rezistenţă locală
În consecinţă rezultă înălţimea de aspiraţie:
(2.60)
S-a apreciat că va 0 ceea ce de fapt corespunde majorităţii situaţiilor
practice unde aspiraţia se face din rezervoare cu lichidul în repaus; este posibil
ca va 0 dacă aspiraţia se face dintr-un râu sau dintr-un canal cu lichidul în
mişcare. Valoarea maximă teoretică a acestei înălţimi ar corespunde atingerii
depresiunii statice complete în punctul 1, adică p1 = 0. Cum este cunoscut că
72
limita reală a depresiunii într-un lichid în mişcare este impusă de apariţia
fenomenului de cavitaţie, rezultă că înălţimea maximă de aspiraţie este definită
de condiţia p1 = pv (pv este presiunea absolută de saturaţie a lichidului la intrarea
în pompă).
(2.61)
Se observă că în relaţia obţinută apar o serie de termeni ce sunt
independenţi de caracteristicile constructive sau funcţionale ale unei pompe
centrifuge şi o a doua categorie – ce depind de acestea; pentru ultimii, se poate
adopta exprimarea lor în funcţie de sarcina efectivă a maşinii după relaţia:
(2.62)
unde se numeşte coeficient de cavitaţie.
Aşadar:
(2.63)
În urma cercetărilor experimentale s-a ajuns la concluzia că ,
coeficientul de cavitaţie, este proporţional cu turaţia specifică a maşinii:
(2.64)
a – coeficient de proporţionalitate
S-au propus diferite valori pentru coeficientul de proporţionalitate, ca de
exemplu:
a = 2,29 0,0001 - THOMA
a = 2,20 0,0001 - STEPANOFF
a = 2,16 0,0001 - ESCHER-WYSS
Cercetări mai amănunţite au subliniat că şi coeficientul “a” depinde de
turaţia specifică; astfel înlocuindu-se în relaţia (2.64), expresia analitică a
turaţiei specifice, se obţine:
73
(2.65)
unde:
n – turaţia pompei [rot/min]
Q – debitul de lucru
C – coeficientul de cavitaţie al lui Rudnev; C = 600…800 ptr. ns = 50…80
C = 800…1.000 ptr. ns = 80…150
Coeficientul de cavitaţie are o semnificaţie mult mai precisă decât ceea
ce apare în relaţia 2.64 fiind – în realitate – un raport între înălţimea de aspiraţie
disponibilă şi înălţimea de pompare a agregatului.
(2.66)
2.7.2. Înălţimi de aspiraţie:
Relaţia de calcul (2.63) conduce la determinarea înălţimii de aspiraţie
maxime disponibile pentru o pompă Haspmax; totuşi nu aceasta este şi înălţimea
utilă de aspiraţie, Hasp mărime ce este determinată de unele aspecte caracteristice
ale procesului efectiv de intrare a lichidului în rotor. Astfel relaţia (2.63) este
valabilă pentru o linie de curent ce pătrunde în rotor cu viteză v1;cum ca urmare
a distribuţiei variate a vitezelor pe secţiunea de intrare în canalele rotorului, este
posibil să se ajungă în unele locuri la viteze locale mai mari decât mărimea v1
de calcul, apariţia cavitaţiei devine posibilă şi este necesar ca înălţimea efectivă
de aspiraţie să se calculeze lăsându-se o rezervă de cavitaţie.
Există mai multe procedee de calcul a înălţime utile de aspiraţie. Unele
lucrări definesc un coeficient critic (sau limită) de cavitaţie ; valoarea
acestui coeficient poate fi indicată de constructorul pompei sau poate fi calculată
cu relaţia:
(2.67)
74
În acest fel înălţimea utilă de aspiraţie este:
(2.68)
Alte lucrări propun (mai ales dacă se lucrează cu lichide calde) calcularea
directă cu relaţia:
(2.69)
Rezultatele obţinute sunt cu totul acoperitoare dar pot conduce uneori la valori
neeconomice subevaluate pentru înălţimile utile de aspiraţie.
Se observă, din relaţia (2.68), că înălţimea utilă de aspiraţie depinde în
principal de presiunea din rezervorul din care aspiră pompa, adică
de presiunea interioară din rezervor (pi) şi de presiunea atmosferică (pb). Pentru
rezervoarele deschise pi = 0. Presiunea atmosferică depinde de altitudinea
locului unde este montată pompa şi de condiţiile meteorologice şi se calculează
cu relaţia:
(2.70)
unde: p0 = 9,8110.333 [N/m] – este presiunea standard la nivelul mării
z [m] – diferenţa de nivel (altitudinea locului)
Un alt parametru important în îndeplinirea înălţimii de aspiraţie este
presiunea de vaporizare pv care depinde mai întâi de natura lichidului şi de
temperatura acestuia. Pentru calculul efectiv se folosesc tabele sau diagrame pv
= f() şi se poate vedea că ponderea acestui termen este ridicată în definirea
valorii Hasp. Spre exemplu dacă în general pentru apă la temperatura de
(5...10)C înălţimea utilă de aspiraţie a unei pompe este de (6...7) m, la
temperaturi de (50...60)C, Hasp = 0, iar pentru temperaturi mai ridicate Hasp < 0.
Cazul în care înălţimea de aspiraţie devine negativă indică faptul că
pentru împiedicarea apariţiei cavitaţiei trebuie realizată la aspiraţia în pompă o
presiune statică care să măsoare presiunea de lucru în rotor peste limita
periculoasă. Astfel dacă în relaţia (2.68)
75
(2.71)
atunci Hasp < 0 iar pompa va trebui montată sub nivelul rezervorului de aspiraţie
sau presiunea interioară din rezervor trebuie sporită până la valoarea la care
inegalitatea din relaţia (2.71) se inversează.
Se considerä o masină cu principiu dinamic de functionare care are
aspiratia cuplata la un tanc al cărui nivel liber comun cu atmosfera, asa cum se
arată in fig.2.2. Dacă la refulare vehicularea apei se face pe seama energiei
create de pompă, la aspiratie intrarea fluidului in pompă se face pe seama
energiei pe care acesta o are inainte de a atinge punctul A din fig.2.2. Dacă se
scrie lui Bernoulli intre puncteie O si A si se face notatia p0-pA=Hv atunci:
unde: Hv- sarcina vacuumetricä a pompei; hA- pierderea de sarcină a fluidului intre punctele O si A
Sarcina vacuumetrica are valoarea maxima atunci când presiunea in dreptul
punctului de aspiratie A ajunge la presiunea vaporilor saturati:
vacuumetrică maxima): Sarcina vacuumetricä reprezintă o
märime care caracterizează proprietátile de aspiratie. Uzual,popele au sarcini
vacuumetrice mai mici decat (sarcina
Cu notatia facută anterior, ecuatia lui Bernoulli scrisa intre punctele 0 si A, devine:
76
Pe baza ecuatiei de mai sus se poate concluziona ca sarcina vacuumetricä pe
care o creează o pornmpa la aspiratie se consumă pentru a crea fluidului viteza
vA pe conductä, pentru a-l ridica la inăltimea zA si pentru a invinge pierderile
hidraulice pe aspiratie hA. La pornire, pormpa incepe sä elimine aerul din
interiorul
Din cele aratate pánă acum se poate concluziona ca posibilitatea de
aspiratie a unei pompe depinde de valoarea presiunii de aspiratie pA. Limita
inferioara a acesteia este data de presiunea vaporilor saturati ai fluidului ce se
transporta prin instalatie. Pentru o functionare stabila a masinii va trebui ca
PA>Ps, altfel pot apare vapori care conduc la intreruperea functionănii.
Pentru o functionare corecta trebuie ca presiunea la aspiratie sa nu fie mai
mica decat presiunea de vaporizare a lichidului de transferat. Marirea sau
micsorarea presiunii la aspiratie se poate face manevrând armaturile dispuse pe
tubulatura din acea zona. Daca se micsoreazä valoarea lui PA, atunci in
tubulatura de aspiratie se formeaza vapori care la deschiderea cormpleta a
valvulei pot condensa provocând socuri hidraulice puternice. Mai mult in
domeniul presiunilor de aspiratie scazute este posibilä aparitia fenomenului de
cavitatie care duce la distrugerea rotorului pompei. Cavitatia apare ca urmare a
formării bulelor de vapori in vana lichidului ce trece prin pompă. Aceasta vână
trece la intrarea in rotor printr-o zona de presiune ridicatä. Formarea vaporilor se
produce in zona presiunilor adiacente scazute. Bulele de vapori ajung catre
periferia rotorului unde presiunile sunt mari, vaporii din ele se condenseaza iar
energia cineticä a lichidului care tinde să ocupe volumul eliberat se va
transforma in energie potentiala de presiune. Aceasta va actiona local asupra
rotorului, provocand socuri puternice ce pot distruge rotorul pompei. Prezenta
cavernelor de vapori pe tubulatura de aspiratie afecteaza parametrii hidraulici ai
pompei (se micsorează debitul). In afara socurilor neelastice puternice
materialul peretior sufera distrugeri si din cauza actiunii chimice a aerului bogat
77
in oxigen. Prin urmare in ace1asi timp are loc coroziunea materialului.
Presiunea de formare a vaponilor saturati pentru un anume lichid depinde de
temperatura acestuia. Din aceasta cauză, pentru pompele care fac transferul
lichidelor fierbinti, se pun conditii speciale pentru inaltimea de aspiratie, din
necesitatea evitarii cavitatiei . Astfel, pentru a defini performantele pe aspiratie,
in afara lui in ultima vreme se utilizeazä si o altă marime, anume NPSH
(Net Positive Suction Head). Acest NPSH reprezintä rezerva de energie pe care
lichidul o poseda la intrarea in rotor. Din relatia: unde
- reprezinta energia totala a fluidului la intrarea in pompă, se poate
defini NPSH fiind rezerva de energie a fluidului fată de rezerva de cavitatie.
Dacă se reprezinta grafic dependenta principalilor parametri functionali ai unei
masini (Q,H,) functie de NPSH (fig.2.3) se vede ca valoarea lui NPSH ia care
parametrii incep sä cadă caracterizeaza inceputul cavitatiei. La o valoare si mai
mica a lui NPSH, curba se intrerupe si regimul cavitant se generalizeaza. O
pompä cu calitati bune de aspiratie are valoarea HPSHadm mic. Această conditie
se poate obtine la pompa care au prerotor sau rotor extins, la care (NPSH)cr
<NPSH <(NPSH)adm..
In punctul functional corespunzätor volarea (NPSH)cr vâna de fluid se rupe,
iar pompa incetează sa mai debiteze. Dacä se considera din nou expresia
ecuatiei lui Bernoulli scrisa pentru un fir de lichid intre douä puncte O si A de
78
pe aspiratie, (fig. 2.2)
Si se scade ps din membrii stăng si drept, se obtine:
Tinand cont insă de faptul ca rezultă:
Din ultima relatie scrisa se vede ca rezerva de energie la cavitatie depinde
de:
- presiunea atmosferica
- presiuea vaporilor saturati la anumita temperaturä;
- conditiile de cuplare a pompei;
- pierderile hidraulice pe tubulatura de aspiratie.
Din aceeasi ecuatie se poate deduce valoarea inaltimii de aspiratie.
Cu ajutorul relatiei de mai sus se poate defini inăltimea maxima de aspiratie la care nu apare cavitatia:
- _
2.7.3 Calculul înălţimii de aspiraţie
În ultimii ani s-a impus pe plan internaţional utilizarea unei alte
metode de calcul a înălţimii de aspiraţie. Principiul de calcul se bazează
pe două noţiuni şi anume:
a) Înălţimea netă absolută la aspiraţie NPSHi
(Net Positive Suction Head), definită ca “ înălţimea totală absolută netă
(micşorată cu înălţimea potenţială a vaporilor lichidului pompat) la
intrarea în pompă şi raportată la planul de referinţă al pompei (fig 2.28)
79
(2.72)
FIG.2.28.
b) Înălţimea totală netă absolută la aspiraţie
NPSH, definită ca “valoarea minimă a înălţimii totale absolute nete
(micşorată cu înălţimea potenţială a vaporilor lichidului) la intrarea în
pompă, raportată la planul de referinţă al pompei, necesară funcţionării
pompei fără cavitaţie”
(2.73)
Valoarea pentru NPSH la un moment dat şi o turaţie date este specificată de
către constructorul pompei. În aceste condiţii:
(2.74)
iar este:
(2.75)
Metoda de calcul este foarte simplă, dar necesită cunoaşterea mărimii
termenului NPSH determinat numai de constructorul pompei.
80
Cazul în care înălţimea de aspiraţie devine negativă indică faptul că pentru
împiedicarea apariţiei cavitaţiei trebuie realizată la aspiraţia în pompă o presiune
statică care să măsoare presiunea de lucru în rotor peste limita periculoasă.
Astfel dacă în relaţia (2.68)
(2.71)
atunci Hasp < 0 iar pompa va trebui montată sub nivelul rezervorului de aspiraţie
sau presiunea interioară din rezervor trebuie sporită până la valoarea la care
inegalitatea din relaţia (2.71) se inversează.
2.7.3 Calculul înălţimii de aspiraţie
În ultimii ani s-a impus pe plan internaţional utilizarea unei alte
metode de calcul a înălţimii de aspiraţie (vezi STAS 7215-80). Principiul
de calcul se bazează pe două noţiuni şi anume:
a) Înălţimea netă absolută la aspiraţie NPSHi
(Net Positive Suction Head), definită ca “ înălţimea totală absolută netă
(micşorată cu înălţimea potenţială a vaporilor lichidului pompat) la
intrarea în pompă şi raportată la planul de referinţă al pompei (fig 2.28)
(2.72)
FIG.2.28.81
b) Înălţimea totală netă absolută la aspiraţie
NPSH, definită ca “valoarea minimă a înălţimii totale absolute nete
(micşorată cu înălţimea potenţială a vaporilor lichidului) la intrarea în
pompă, raportată la planul de referinţă al pompei, necesară funcţionării
pompei fără cavitaţie”
(2.73)
Valoarea pentru NPSH la un moment dat şi o turaţie date este specificată de
către constructorul pompei. În aceste condiţii:
(2.74)
iar este:
(2.75)
Metoda de calcul este foarte simplă, dar necesită cunoaşterea mărimii
termenului NPSH determinat numai de constructorul pompei.
În figura (2.29) este reprezentată influenţa înălţimii de aspiraţie asupra
parametrilor de lucru ai unei pompe centrifuge funcţionând la turaţie constantă n
= constant.
Din diagrama se observă că până la o anumită valoare limită admisibilă a
înălţimii de aspiraţie, caracteristicile de debit, sarcină şi randament rămân
constante. Atingerea înălţimii critice de aspiraţie Hasp cr conduce la o scădere a
parametrilor de lucru.
82
FIG.2.29. FIG.2.30.
Cavitaţia poate apărea şi atunci când o pompă funcţionează la o presiunea
de refulare redusă ceea ce înseamnă trecerea prin rotor a unor debite mari. Cum
odată cu creşterea debitului pierderile de sarcină pe conducta de aspiraţie se
măresc sarcina pompei scade iar vitezele de trecere prin rotor
sporesc, rezultă că există un debit critic Qcr la care pompa intră în regim
cavitaţional (fig 2.30). Atingerea acestui regim înseamnă scăderea bruscă a
sarcinii şi randamentului şi trecerea pompei în condiţii de funcţionare ce pot
conduce la distrugerea rapidă a rotorului acesteia.
În figura (2.29) este reprezentată influenţa înălţimii de aspiraţie asupra
parametrilor de lucru ai unei pompe centrifuge funcţionând la turaţie constantă n
= constant.
Din diagrama se observă că până la o anumită valoare limită admisibilă a
înălţimii de aspiraţie, caracteristicile de debit, sarcină şi randament rămân
constante. Atingerea înălţimii critice de aspiraţie Hasp cr conduce la o scădere a
parametrilor de lucru.
83
FIG.2.29. FIG.2.30.
Cavitaţia poate apărea şi atunci când o pompă funcţionează la o presiunea
de refulare redusă ceea ce înseamnă trecerea prin rotor a unor debite mari. Cum
odată cu creşterea debitului pierderile de sarcină pe conducta de aspiraţie se
măresc sarcina pompei scade iar vitezele de trecere prin rotor
sporesc, rezultă că există un debit critic Qcr la care pompa intră în regim
cavitaţional (fig 2.30). Atingerea acestui regim înseamnă scăderea bruscă a
sarcinii şi randamentului şi trecerea pompei în condiţii de funcţionare ce pot
conduce la distrugerea rapidă a rotorului acesteia.
2.8. Reglarea funcţionării pompelor centrifuge în instalaţii :
Prin reglare se înţelege modificarea parametrilor de lucru ai unei maşini
hidropneumatice, astfel încât aceasta să facă faţă regimurilor variabile de sarcină
şi debit cerute de reţeaua deservită. Procedeele practice de reglare pot fi grupate
în două categorii: procedee de reglare permanentă şi procedee de reglare
temporară. Astfel, deşi pompele centrifuge se construiesc în serie şi există
numeroase tipuri constructive cu parametrii de lucru destul de diversificat, este
posibil de multe ori să nu se găsească pentru o reţea dată tipul de pompă potrivit.
84
În acest caz se pot corecta parametrii de lucru ai maşinii cu unul din procedeele
de reglare permanentă. Reglarea temporară este cerută de modificarea
condiţiilor de lucru ale unui ansamblu pompă - reţea, atunci când debitul şi
sarcina se schimbă în timpul exploatării.
1.Reglajul prin modificarea sarcinii la refulare
Mijlocul cel mai comod de modificare a sarcinii la refulare este acela de
obturare a secţiunii de trecere a curentului prin închiderea valvulei de pe
refulare. Prin aceasta se crează o rezistenţă suplimentară în conducta de refulare
astfel încât se modifică caracteristica instalaţiei (caracteristica exterioară),
punctul de funcţionare deplasându-se din 1(H1,Q1), fig.3.98, către N(Hmax,0).
Aceasta deplasare a punctului funcţional face ca debitul să scadă , o parte din
energia cedată se disipează în valvulă. Energia disipată prin valvulă se regăseşte
pe o curbă în distanţele 2-2’…5-5’ (Hv) , punctele reale de funcţionare fiind în
acest caz 1,2,3,..5. Metoda de reglaj nu este economică pentru că, datorită
disipaţiilor mari de energie, randamentul este mic.
Fig.3.98.reglajul prin modificarea sarcinii de refulareFig.3.99.reglajul prin modificarea turaţiei
85
2.Reglajul prin modificarea turatiei
Dacă motorul de antrenare al pompei este cu turaţie reglabilă sau dacă
transmisia de la motor la pompă permite modificarea turaţiei , atunci pentru
fiecare turaţie se obţine un regim de funcţionare în zona randamentelor bune de
funcţionare, dacă se modifică turaţia pompei între limitele n1 …n5 (fig.3.99) ,
maximul curbei rămâne pe parabola ce trece prin punctul dr maxim M , punctele
de funcţionare fiind 1,2,…,5.
Dacă reglajul turaţiei între valorile n1 şi n4 se poate face continuu , atunci se
poate obţine orice valoare a debitului între valorile Q1 şi Q4 . Dacă totuşi
modificarea nu se poate face decât în trepte , atunci debitul ia una din valorile
Q1..Q4 . Reglajul funcţionării pompei prin modificarea turaţiei este o metodă
economică , singura condiţie fiind aceea a existenţei unui motor care să permită
reglajul turaţiei.
3.Reglajul prin By-Pass
Prin ajustarea robinetului de by-pass RB (fig.3.100) , pompa centrifugă
P.C. debitează pe cele două conducte în paralel , instalaţia având caracteristica I,
iar by-passul caracteristica B (fig.3.101) , care , după cum se poate observa, nu
are sarcina statică. Punctul de funcţionare se muta din punctul 1 în 1’, punct
căruia îi corespunde debitul Q1=Qi+Qb . Punctul de funcţionare se va afla deci pe
caracteristica rezultantă R. Dacă debitul prin by-pass este nul, (QB=0), atunci
caracteristica de by-pass devine verticală , iar debitul Q I va creşte până la
valoarea QI * .
Rezultă de aici că domeniul de reglaj este cuprins între Qi şi Q’i. La pompele
centrifuge multietajate , metoda de reglaj prin by-pass nu este economică pentru
că se pierde energia acumulată de lichidul care se întoarce la racordul de
aspiraţie. Întoarcerea unei părţi de lichid după primul sau al doilea rotor al unei
pompe cu mai multe etaje reprezintă un reglaj mai economic. În acest caz se
pierde numai energia imprimată lichidului care se întoarce la presiunea
86
corespunzătoare primului etaj. Raportat la energia absorbită de pompă, aceasta
reprezintă un procent mic .
fig.3.100. fig.3.101.
2.9. Proiectarea pompelor centrifuge monoetajate
Calculul de dimensionare al rotorului
FIG. 2.31
87
D0- diametrul gurii de intrare ;
d - diametrul arborelui ;
D0- diametrul butucului ;
0 - poziţia particulei înainte de intrarea in rotor ;
1 - poziţia particulei deja intrată în rotor ;
2 - poziţia particulei la ieşirea din rotor ;
3 - poziţia particulei deja ieşită din rotor ;
Datele de calcul
a) Diametrul înainte de intrarea în rotor :
D D (2.76)
b) Viteza unghiulară înainte de intrarea între pale :
cm c (2.77)
c) Diametrul la intrarea între palele rotorului :
D = D (2.78)
d) Lăţimea palei la intrarea în rotor :
b = (2.79)
e) Viteza tangenţială înainte de intrarea în rotor :
u = (2.80)
f) Alegerea unghiului de ieşire :
pentru m = 80 140 =(25 32)
g) Diametrul rotorului la ieşire :
D = [m] (2.81)
h) Lăţimea palei la ieşire :
b = . K =1,02 (2.82)
i) Grosimea palelor o considerăm constantă deci :
88
D = D = D
(2.83)
j) Determinarea numărului de pale :
Z=6.5 sin( )/2 (2.84)
k) Determinarea diametrului la intrare :
D = [ D - ] unde (2.85)
În cazul unei conduceri între etaje figura 2 sunt înserate de regulă trei
inele de conducere şi două statoare paletate ale căror efecte se însumează.
Numărul paletelor unui stator rezultă din considerente similare cu cele de la
rotor .
FIG. 2.32
Calculul carcasei spirale
Pentru determinarea formei carcasei folosim metoda menţinerii
constante a cuplului hidraulic in raport cu axul , neglijând forţele de frecare :
(2.86)
Debitul ce trece printr-o secţiune elementară a carcasei va fi :
(2.87)
89
Raza de intrare în carcasă se calculează cu relaţia :
(se recomanda valori mai mici )
- lăţimea palei la intrarea in carcasa b se calculează cu relaţia :
(2.88)
- proiecţia vitezei absolute pe direcţie mediana se calculează cu
relaţia :
unde (2.89)
FIG. 2.33 Carcasă spirală
Determinarea parametrilor de calcul ale pompelor centrifuge
1) Debitul:
90
(2.90)
2) Determinarea înălţimii maxime de refulare :
(2.91)
3) Calculul debitului minim :
(2.92)
4) Turaţia caracteristica :
(2.93)
5) Turaţia specifică :
(2.94)
6) Debitul teoretic al pompei :
(2.95)
7) Puterea absorbită de pompă:
(2.96)
8) Viteza in conducta de aspiraţie :
(2.97)
unde
Performanţe energetice şi cavitaţionale.
Curbele caracteristice ale unei pompe centrifuge sunt cele din figura 5.
Alura curbelor este influenţata de numărul caracteristic K. Se practica frecvent
corectarea curbelor prin strunjirea diametrului de ieşire al paletajului rotoric (la
pompele monoetajate se strunjesc şi discurile rotorului ). Punctele optime noi (
) pot fi calculate cu formula :
91
(2.98)
FIG. 2.34. Curbe caracteristice ale unei pompe centrifuge
Calculul forţelor axiale
Asupra rotorului unei turbomaşini centrifuge se exercita o împingere
axiala a cărei sens este opus sensului de curgere la intrarea în rotor. Împingerea
axiala este direct proporţională cu densitatea a fluidului.
Forţa axială rezultantă asupra rotorului este de forma :
in care sunt forţele de presiune ale lichidului
inactiv, asupra discului de baza si respectiv asupra discului de acoperire.
este forţa de acţiune a lichidului asupra rotorului datorită deviaţiei
curgerii de la direcţia axială la direcţia de la ieşirea din rotor.
(2.99)
92
, în care
- viteza unghiulară medie a lichidului inactiv dintre rotor şi carcasă.
Calculul elementelor constructive ale pompei
1. Alegerea penelor si verificarea acestora la forfecare.
Se alege materialul din care sunt confecţionate penele pentru arbore.
Se standardizează dimensiunile principale pentru pene:
- lăţimea penei şi a canalului de pană b;
- înălţimea penei h;
- adâncimea canalului de pană ;
- lungimea standardizată . (2.100)
- presiunea de contact ; (2.101)
2. Verificarea arborelui de antrenare al pompei.
Pentru arborii pompelor se pot admite deformaţii torsionale de maxim 3-5
grade / metru.
Calculăm unghiul de răsucire pentru secţiunea minimă a arborelui :
unde (2.102)
- momentul de inerţie polar al secţiunii
- modulul de elasticitate transversal al materialului;
Verificarea arborilor la solicitări variabile nu se impune deoarece in
zonele cu canal de pană sau treceri de la un diametru la altul nu se înregistrează
concentrări mari ale eforturilor unitare, pompa funcţionând într-un regim
apropiat regimului staţionar.
3. Alegerea rulmenţilor
Calculul sarcinii dinamice echivalente :
93
(2.103)
- alegem rulmenţi radiali axiali ; deoarece se roteşte inelul interior X=1; Y=0 iar
coeficientul de rotaţie V=1
(2.104)
unde coeficient de multiplicare
2.8. Reglarea pompelor centrifuge :
Prin reglare se înţelege modificarea parametrilor de lucru ai unei maşini
hidropneumatice, astfel încât aceasta să facă faţă regimurilor variabile de sarcină
şi debit cerute de reţeaua deservită. Procedeele practice de reglare pot fi grupate
în două categorii: procedee de reglare permanentă şi procedee de reglare
temporară. Astfel, deşi pompele centrifuge se construiesc în serie şi există
numeroase tipuri constructive cu parametrii de lucru destul de diversificat, este
posibil de multe ori să nu se găsească pentru o reţea dată tipul de pompă potrivit.
În acest caz se pot corecta parametrii de lucru ai maşinii cu unul din procedeele
de reglare permanentă. Reglarea temporară este cerută de modificarea
condiţiilor de lucru ale unui ansamblu pompă - reţea, atunci când debitul şi
sarcina se schimbă în timpul exploatării.
Există numeroase procedee de reglare. Printre cele mai importante sunt
următoarele: variaţia turaţiei pompei, obturarea prin robinete (vane),
modificarea paletajului, modificarea montajului la pompele cu mai multe etaje.
94
95
top related