Federal Agency for Education

Statens läroanstalt för högre yrkesutbildning

NIZHNY NOVGOROD STATE TEKNISKA UNIVERSITET

Dzerzhinsky Polytechnic Institute

Avdelning "Maskiner och apparater för kemisk och livsmedelsteknik"

FÖRKLARANDE ANTECKNING

TILL KURSEN ARBETA MED DISCIPLINEN

"HYDRAULIK OCH HYDRAULISKA MASKINER"

ALTERNATIV 1.5

Kompletteras av en elev i grupp 04-MAPP

Kabanshchikov D.

Projektledare Sukhanov D.E.

Projektet är skyddat med en bedömning av ____________

Dzerzhinsk

Introduktion

1. Inledande data för beräkning

2. Schema för pumpenheten

Form av initial information

4. Beräkning av kretsens hydrauliska egenskaper

4.1 Beräkning av rörledningsdiametrar

2 Huvudförlust i pipeline

3 Beräkning av hydrauliska motstånd för en gemensam gren

3.1 Friktionshuvudförlust

3.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

4 Beräkning av hydrauliskt motstånd för 1 gren

4.1 Friktionshuvudförlust

4.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

5 Beräkning av hydrauliska motstånd för 2 grenar

5.1 Friktionshuvudförlust

5.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

6 Beräkning av hydrauliskt motstånd för 3 grenar

6.1 Friktionshuvudförlust

4.6.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

7 Val av standard hydraulisk maskin

Bilaga 1: Specifikation för pumpritning

Introduktion

En hydraulisk maskin är en maskin som kommunicerar vätskan som strömmar genom dem mekanisk energi(pump), eller ta emot en del av energin från vätskan och överför den till arbetskroppen för användbar användning (hydraulmotor).

Driften av pumpen kännetecknas av dess flöde, tryck, effekt, effektivitet och hastighet.

Matning - flödet av vätska genom tryckröret (utloppet).

Huvud - skillnaden mellan energierna för vätskans enhetsvikt i flödessektionen efter pumpen och framför den:

Н = zн - zв + (pн - pв)/(ρg) + (υн2 - υн2) /(2g).

Effekt - energi som tillförs pumpen från motorn per tidsenhet:

Pumpeffektivitet - förhållandet mellan användbar effekt och förbrukad:

n = Np/N.

Grafiska beroende av tryckhöjd, axelkraft och pumpens effektivitet på dess prestanda vid konstant antal RPM kallas pumpens egenskaper. När du väljer en pump är det nödvändigt att ta hänsyn till nätverkets egenskaper, det vill säga rörledningen och apparaten genom vilken vätskan pumpas. Nätverkets karaktäristik uttrycker förhållandet mellan fluidflödet Q och det tryck H som är nödvändigt för att föra fluiden genom detta nätverk. Huvudet kan definieras som summan av den geometriska höjden av tillförseln Hg och tryckhöjden hp. Skärningspunkten för egenskaperna kallas driftpunkten. Det motsvarar pumpens högsta prestanda när den arbetar i ett givet nätverk. Om högre prestanda krävs, öka antingen motorhastigheten eller byt ut pumpen med en pump med högre kapacitet. Pumpen måste väljas så att driftpunkten motsvarar den erforderliga kapaciteten och trycket i området med störst verkningsgrad.

För att ändra pumpens driftläge är det nödvändigt att ändra egenskaperna hos pumpen eller pumpenheten. Denna förändring i egenskaper för att tillhandahålla det erforderliga fodret kallas reglering.

Ventilkontroll (strypning)

Låt oss anta att pumpen ska ha ett flöde inte QA, motsvarande punkten A för skärningspunkten mellan pumpkarakteristiken och pumpenhetens karakteristik, utan QB (fig. 1). Låt QB< QA. Этой подаче соответствует рабочая точка В характеристики насоса. Для того чтобы характеристика насосной установки пересекалась с кривой напоров Н = f(Q) в точке В, необходимо увеличить потери напора в установке. Это осуществляется прикрытием регулирующей задвижки, установленной на напорном трубопроводе. В результате увеличения потерь напора в установке характеристика насосной установки пойдет круче и пересечет кривую напоров Н = f(Q) насоса в точке В. При этом режиме напор насоса складывается из напора НBy , расходуемого в установке при эксплуатации с полностью открытой задвижкой, и потери напора в задвижке hз.:

HB \u003d HBy + hz.

Regleringen av pumpdriften genom strypning orsakar således ytterligare energiförluster, vilket minskar anläggningens effektivitet. Därför är denna regleringsmetod oekonomisk. Men på grund av sin exceptionella enkelhet har gasreglaget blivit den mest utbredda.

Bild 1. Pumpreglering genom strypning

Reglering genom att ändra pumphastigheten

En förändring av pumpens varvtal leder till en förändring av dess egenskaper och följaktligen till en förändring av driftsättet (fig. 2). Motorer med variabel hastighet krävs för reglering av variabel hastighet.

Sådana motorer är DC-elektriska motorer, ånga och gasturbiner och förbränningsmotorer. Mest vanliga asynkrona elmotorer med en ekorrburrotor tillåter de praktiskt taget inte en förändring av antalet varv. Den används också för att ändra antalet varv genom att inkludera motstånd i rotorkretsen hos en asynkronmotor med en fasrotor, samt en vätskekoppling installerad mellan motorn och pumpen.

Reglering av pumpen genom att ändra dess hastighet är mer ekonomisk än reglering genom strypning. Till och med användningen av vätskekopplingar och motstånd i rotorkretsen hos en asynkronmotor, förknippad med ytterligare effektförluster, är mer ekonomisk än strypningsreglering.

Figur 2. Pumpreglering genom att ändra hastigheten.

Bypass-kontroll

Det utförs genom att förbigå en del av flödeshastigheten för vätskan som tillförs av pumpen från tryckrörledningen till sugrörledningen genom bypassrörledningen, på vilken ventilen är installerad. Vid ändring av öppningsgraden för denna ventil ändras flödeshastigheten för den förbikopplade vätskan och följaktligen flödeshastigheten i det externa nätverket. Energin hos vätskan som passerar genom bypass-rörledningen går förlorad. Därför är bypass-kontroll oekonomiskt.

Justering genom att vrida bladen

Den används i medelstora och stora axialflödespumpar med roterande skovlar. När bladen vrids ändras pumpens egenskaper och följaktligen dess funktionssätt (fig. 3). Pumpens effektivitet förändras inte nämnvärt när bladen vrider sig, så denna regleringsmetod är mycket mer ekonomisk än strypkontroll.

Figur 3. Pumpreglering genom att ändra vinkeln på bladen.

Den minsta effekten erhålls med reglering genom att ändra varvtalet, lite mer effekt erhålls med reglering genom strypning, den största - med reglering av bypass: OBS ca.< NBдр < NB пер. Этот результат справедлив лишь для насосов, у которых с увеличением подачи мощность увеличивается (тихоходные и нормальные центробежные насосы). Если с увеличением подачи мощность уменьшается (например, осевые насосы), то регулирование перепуском экономичнее регулирования дросселированием.

Figur 4. Ekonomijämförelse olika sätt pumpstyrning

1 Initial data för beräkning

Tomtlängder:= 4 m; 12 = 8 m; 13 = 10 m; 14 = 0,5 m; 15 = 1 m; l6 = 1 m.

Installationsmärken för mottagande tankar: = 2 m; z2 = 4 m; z3 = 6 m.

Fri höjd vid förbrukningsställen: = 3 m; H2= 3 m; H3= 2 m.

Vätskeflöden i områdena: = 100 m3/h; Q2= 200 m3/h; Q3= 50 m3/h.

Diffusorns öppningsvinkel α = 60º.

Värmeväxlarens längd Ltr = 1,8 m.

Expansionstankens diameter dр = 0,6 m.

3. Form för initial information

Antal grenar - 3.

Skicket på rören är med lätt korrosion.

Beslag, enheter installerade i grenarna	Gren gemensam
1. Tvårörs värmeväxlare ("rör i rör")
2. Normal ventil
3. Skarp sväng
4. Jämn sväng
5. Röringång
6. Ut ur röret
7. Plötslig expansion
8. Plötslig förträngning
9. Förvirrare
10. Diffusor
11. Serpentin
12. Skal och rörvärmeväxlare
13. Förbrukning Q, m3/h
14. Grenlängd l, m
15. Installationsmärken för mottagande tankar, m
16. Fritt huvud vid konsumtionsställen, H, m

Utmärkande för lokala motstånd

Tvårörsvärmeväxlare ("rör i rör"): gren 3, längd på värmeväxlarsektioner - 1,8 m, antal sektioner - 4.

Skarp sväng:

gren 1, vinkel 90º,

gren 1, vinkel 90º,

gren 2, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º.

Röringång:

gemensam gren, ingångsvinkel 0°,

gemensam gren, ingångsvinkel 0°,

gren 1, ingångsvinkel 0°,

gren 3, ingångsvinkel 0°.

Rörutgång:

gemensam gren, utgångsvinkel 0°,

gren 1, utloppsvinkel 0º,

gren 2, utgångsvinkel 0º,

gren 3, utgångsvinkel 0º.

Plötslig expansion:

grenen är vanlig, expansionstankens diameter är dр = 0,6 m.

Plötslig förträngning:

gren 2, expansionstankens diameter dр = 0,6 m.

Diffusor:

gren 2, öppningsvinkel α = 60º.

4. Beräkning av kretsens hydrauliska egenskaper

Beräkningen av kretsens hydrauliska parametrar är nödvändig för att bestämma energikostnaderna för att flytta vätskan och för att välja en standard hydraulisk maskin (pump).

1 Beräkning av rörledningsdiametrar

Det specificerade tekniska schemat innehåller behållare placerade på olika höjder, en centrifugalpump och en komplex grenad rörledning med avstängnings- och styrventiler installerade på den och inklusive ett antal lokala motstånd. Det är lämpligt att börja beräkningen genom att bestämma rörledningens diametrar med hjälp av formeln:

di = √ 4Qi /(πw) , (1)

där Qi - medelflöde för varje gren, m3/s;

wi - vätskehastighet, m/s.

För att hitta flödeshastigheten för den gemensamma grenen Q0, m3/h, används följande formel:

där Qi är flödeshastigheten för motsvarande gren, m3/h.

Q0 = Q1 + Q2 + Q3 = 100 + 200 + 50 = 350 m3/h.

För beräkningar omvandlas flödeshastigheten Qi från m3/h till m3/s:

Q0 = 350 m3/h = 350/3600 = 0,097 m3/s,

Q1 = 100 m3/h = 100/3600 = 0,028 m3/s,

Q2 = 200 m3/h = 200/3600 = 0,056 m3/s,

Q3 = 50 m3/h = 50/3600 = 0,014 m3/s.

I praktiken, för medier som pumpas av pumpar, rekommenderas det att ta värdet på den ekonomiska hastigheten på ≈ 1,5 m/s.

Rörledningsdiametrar beräknas av grenar enligt formeln (1):

d1 \u003d (4 0,028) / (π 1,5) \u003d 0,154 m \u003d 154 mm,

d2= (4 0,056)/(π 1,5) = 0,218 m = 218 mm,

d3 \u003d (4 0,014) / (π 1,5) \u003d 0,109 m \u003d 109 mm,

d0 \u003d (4 0,097) / (π 1,5) \u003d 0,287 m \u003d 287 mm.

Baserat på de beräknade di-värdena väljs närmaste standardrördiameter dsti enligt GOST 8732 - 78 för sömlösa varmvalsade stålrör.

För den första grenen, ett sömlöst varmvalsat stålrör med en ytterdiameter på 168 mm, med en väggtjocklek på 5 mm, tillverkad av stål 10, tillverkad enligt grupp B GOST 8731 - 74:

Rör 168x 5 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

För den andra grenen, ett sömlöst varmvalsat stålrör med en ytterdiameter på 245 mm, med en väggtjocklek på 7 mm, tillverkad av stål 10, tillverkad enligt grupp B GOST 8731 - 74:

Rör 245x7 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

För den tredje grenen, ett sömlöst varmvalsat stålrör med en ytterdiameter på 121 mm, med en vägg 4 mm tjock, tillverkad av stål 10, tillverkad enligt grupp B GOST 8731 - 74:

Rör 121x5 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

För en vanlig gren, ett sömlöst varmvalsat stålrör med en ytterdiameter på 299 mm, med en vägg 8 mm tjock, gjord av stål 10, tillverkad enligt grupp B GOST 8731 - 74:

Rör 299x 8 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74.

Beräkningar av inre diametrar di, mm, görs enligt formeln:

di = Di - 2 b, (3)

där Di är ytterdiametern för motsvarande rörledning, m;

b - väggtjocklek, m.

d0 = 299-2 8 = 283 mm = 0,283 m,

d1 \u003d 168-2 5 \u003d 158 mm \u003d 0,158 m,

d2 \u003d 245-2 7 \u003d 231 mm \u003d 0,231 m,

d3 \u003d 121-2 4 \u003d 113 mm \u003d 0,113 m.

Eftersom de inre diametrarna för standardrör skiljer sig från värdena som beräknas med formel (1), är det nödvändigt att specificera vätskeflödet w, m/s med formeln:

wi = 4 Qi/(π d2sti), (4)

där dsti är den beräknade inre standarddiametern för varje gren av rörledningen, m;

Qi - medelflöde för varje gren, m3/s.

w0 = (4 0,097)/(π (0,283)2) = 1,54 m/s,

wl = (4 0,028)/(π (0,158)2) = 1,43 m/s,

w2 = (4 0,056)/(π (0,231)2) = 1,34 m/s,

w3 = (4 0,014)/(π (0,113)2) = 1,4 m/s.

2 Huvudförlust i pipeline

Tryckförluster delas in i friktionsförluster längs längden och lokala förluster. Friktionsförluster Δhi , m, uppstår i raka rör med konstant tvärsnitt och uppstår i proportion till rörets längd. De bestäms av formeln:

Δhtrain i = λi (li/di) (wi2/2g) (5)

där λi är den dimensionslösa friktionskoefficienten längs längden (Darcy-koefficient);

g - acceleration fritt fall, m/s2.

Darcy-koefficienten λi bestäms av den universella formeln för A. D. Altshul:

λi = 0,11 (Δi/di + 68/Rei)0,25, (6)

där Δi är den absoluta ekvivalenta grovheten beroende på rörens tillstånd;

Rei är Reynolds nummer.

Värdet på rörens absoluta grovhet väljs till 0,2 mm, för stålrör som varit i drift med lätt korrosion.

Reynoldstalet Re beräknas med följande formel:

Rei = (wi di ρ)/μ = (wi di)/ν, (7)

där wi är vätskeflödeshastigheten genom motsvarande rörledning, m/s;

di är den inre diametern av motsvarande rörledning, m;

ρ - vätskedensitet, kg/m3;

μ - dynamisk viskositet, Pa s,

ν - kinematisk viskositet, m2/s.

Lokala förluster beror på lokalt hydrauliskt motstånd, det vill säga lokala förändringar i kanalens form och storlek, vilket orsakar flödesdeformation. Dessa inkluderar: skarpa rörsvängar (krökar), mjuka svängar, rörledningsingångar och -utgångar, skarpa (plötsliga) expansioner och sammandragningar, förvirrar, diffusorer, spolar, värmeväxlare, ventiler, etc.

Lokal huvudförlust Δhm.s. i , m, bestäms av Weisbach-formeln enligt följande:

Δhm.s.i = ∑ξi (wi2/2g), (8)

där ξi är resistanskoefficienten för olika typer av lokala resistanser.

Efter beräkning av huvudförlustkomponenterna bestäms de totala förlusterna Δhi, m, av grenarna enligt formeln:

Δhi = Δhtåg i + Δhm.s. jag, (9)

där Δhtr i - friktionsförluster, m;

Δhm.s. i - lokala motståndsförluster, m.

Нfull i = Δho + Δhi + Нi + zi, (10)

där Hi - fritt huvud vid konsumtionsställen, m;

zi - installationsmärken för mottagande tankar, m.

3 Beräkning av hydrauliska motstånd för en gemensam gren

3.1 Friktionshuvudförlust

För den gemensamma grenen av rörledningen bestäms Reynolds-talet av formeln (7):

Reo \u003d (1,54 0,283) / (1,01 10-6) \u003d 431505.

λo \u003d 0,11 (0,0002 / 0,283 + 68 / 431505) 0,25 \u003d 0,019.

Δhtrain o \u003d 0,019 (1,5 / 0,283) (1,54) 2 / (2 9,81) \u003d 0,012 m.

pump hydraulisk rörledning tryck

4.3.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

Två rörinlopp med vassa kanter: ξin = 0,5.

Två normala ventiler vid full öppning, med en innerdiameter (tagen som ett nominellt hål) på 283 mm. Eftersom denna villkorade passage och följaktligen ventilresistanskoefficienten ξvent inte indikeras i GOST, används interpolation för att hitta den. PÅ det här falletξvent = 5,234.

Utgång från röret: ξout = 1.

plötslig expansion.

Motståndskoefficienten väljs beroende på förhållandet mellan expansionskärlets och rörledningens tvärsnittsareor och Reynolds-talet.

Förhållandet mellan de hittade områdena i sektionerna hittas genom förhållandet mellan kvadraterna av motsvarande diametrar:

F0/Fр = (dO/dр)2 = (0,283/0,6)2 = 0,223.

Med ett Reynolds-tal på 431505 och ett ytförhållande på 0,223 är luftmotståndskoefficienten

ξexp = 0,65.

För en gemensam gren beräknas den totala tryckförlusten på grund av lokala motstånd Δhm.s.o, m med formeln (8):

Δhm.s.o \u003d (2 0,5 + 2 5,234 + 1 + 0,65) (1,54) 2 / (2 9,81) \u003d 1,59 m.

Totala förluster Δho, m, i den gemensamma grenen enligt formel (9):

Δho \u003d 0,012 + 1,59 \u003d 1,602 m.

4 Beräkning av hydrauliskt motstånd för 1 gren

4.1 Friktionshuvudförlust

För den första grenen av pipelinen bestäms Reynolds-talet av formeln (7):

Re1 = (1,43 0,158)/(1,01 10-6) = 223704.

λ1 = 0,11 (0,0002/0,158 + 68/223704)0,25 = 0,022.

Friktionsförluster beräknas med formel (5):

Δhtrain1 = 0,022 (4/0,158) (1,43)2/(2 9,81) = 0,058 m.

4.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

Låt oss bestämma resistanskoefficienterna ξ för ett antal typer av lokala resistanser.

2. Två skarpa varv av röret (krök) med en svängvinkel på 90°: ξcol= 1.

3. Två normala ventiler vid full öppning, med en innerdiameter (tagen som en villkorad passage) på 158 mm. Eftersom denna villkorade passage och följaktligen ventilresistanskoefficienten ξvent inte indikeras i GOST, används interpolation för att hitta den. I detta fall är ξvent = 4,453.

Utgång från röret: ξout = 1.

För den första grenen beräknas den totala tryckförlusten på grund av lokala motstånd Δhm.s.1, m med formeln (8):

Δhm.s.1 = (0,5 + 2 1 + 4,453+ 1) (1,43)2/(2 9,81) = 0,829 m.

Vi bestämmer de totala förlusterna Δh1, m, i den första grenen enligt formeln (9):

Δh1 = 0,058 + 0,829 = 0,887 m.

Vi bestämmer det totala trycket Нfull i, m, som krävs för att tillföra vätska längs grenen enligt formeln (10):

Hfull 1 \u003d 1,602 + 0,887 + 3 + 2 \u003d 7,489 m.

5 Beräkning av hydrauliska motstånd för 2 grenar

5.1 Friktionshuvudförlust

För den andra grenen av pipelinen bestäms Reynolds-talet av formeln (7):

Re2 = (1,34 0,231)/(1,01 10-6) = 306475.

λ2 = 0,11 (0,0002/0,231 + 68/306475) 0,25 = 0,02.

Friktionsförluster beräknas med formel (5):

Δhtåg 2 = 0,02 (8/0,231) (1,34) 2/(2 9,81) = 0,063 m.

5.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

Låt oss bestämma resistanskoefficienterna ξ för ett antal typer av lokala resistanser.

Plötslig sammandragning.

Motståndskoefficienten väljs beroende på förhållandet mellan expansionskärlets och rörledningens tvärsnittsareor, samt Reynolds-talet.

F2/Fр = (d2/dр)2 = (0,0231/0,6)2 = 0,148; Re = 306475>10000: ξin smal = 0,45.

Ventilen är normal vid full öppning, med en innerdiameter (tagen som ett nominellt hål) på 231 mm. Eftersom denna villkorade passage och följaktligen ventilresistanskoefficienten ξvent inte indikeras i GOST, används interpolation för att hitta den. I detta fall är ξvent = 4,938.

3. En skarp sväng av röret (krök) med en vridningsvinkel på 90°: ξcol = 1.

Diffusor.

Diffusermotståndskoefficient ξdiff beräknas med följande formel:

ξdiff = λi/(8 sin(α/2)) [(F2′/F2)2 - 1]/ (F2′/F2)2 + sinα [(F2′/F2) - 1]/ (F2 ′/F2 ), (11)

där F2 - rörledningens tvärsnittsarea före expansion, m2;

F2' - rörledningens tvärsnittsarea efter expansion, m2;

α - diffusorns öppningsvinkel;

λi - Darcy-koefficient. Beräknat för en rörledningssektion med en mindre sektion F2 (före expansion).

Vi accepterar rörledningens diameter efter expansion oberoende och väljer den erforderliga standarddiametern från GOST.

Vi accepterar ett sömlöst varmvalsat stålrör med en ytterdiameter på 273 mm, med en väggtjocklek på 7 mm, tillverkad av stål 10, tillverkad enligt grupp B GOST 8731-74:

Rör 237x7 GOST 8732-78

B10 GOST 8731-74.

d2′ \u003d 273 - 2 7 \u003d 259 mm \u003d 0,259 m.

Genom att ersätta värdet på F1/F0 lika med det (d1/d0)2 får vi:

ξdif = λ2 /(8 sin(α/2)) [ (d2′ /d2)4 - 1]/(d2′ /d2)4 + sin(α) [(d2′ /d2)2 -1 ]/( d2′/d2)2 = 0,02/(8 sin(60°/2)) ((0,259/0,231)4 - 1)/(0,2590/0,231)4 + sin(60°) ((0,259/0,231)2 - 1)/0,259/0,231)2 = 0,18.

5. Utgång från röret: ξout = 1.

För den andra grenen, den totala tryckförlusten på grund av lokala resistanser Δhm.s. 2 beräknas med formel (8):

Δhm.s.2 = (0,45 + 4,938 + 1 + 0,18 + 1) (1,34)2/(2 9,81) = 0,69 m.

De totala förlusterna Δh2, m, bestäms i den andra grenen enligt formeln (9):

Нfull2 \u003d 1,602 + 0,756 + 4 + 3 \u003d 9,358 m.

6 Beräkning av hydrauliskt motstånd för 3 grenar

6.1 Friktionshuvudförlust

För den tredje grenen av pipelinen bestäms Reynolds-talet av formeln (7):

Re3 = (1,4 0,113)/(1,01 10-6) = 156634.

λ3 = 0,11 (0,0002/0,113 + 68/156634)0,25 = 0,024.

Låt oss bestämma Reynolds-talet vid ν = 1,31 10-6 m2/s med formeln (7):

Ret \u003d (1,4 0,113) / (1,31 10-6) \u003d 120763.

λt \u003d 0,11 (0,0002 / 0,113 + 68 / 120763) 0,25 \u003d 0,0242.

Friktionsförluster beräknas med formel (5):

Δhtrain3 = 0,024 (10/0,113) (1,4)2/(2 9,81) + 0,0242 (1/0,113) (1,4)2/(2 9,81) = 0,234 m

6.2 Beräkning av lokala motståndsförluster

Låt oss bestämma resistanskoefficienterna ξ för ett antal typer av lokala resistanser.

Ingång till ett rör med vassa kanter: ξin = 0,5.

2. Åtta skarpa varv av röret (knäbågar) med en svängvinkel på 90°: ξcol = 1.

2. Ventilen är normal vid full öppning, med en innerdiameter (tagen som ett nominellt hål) på 113 mm. Eftersom denna villkorade passage och följaktligen ventilresistanskoefficienten ξvent inte indikeras i GOST, används interpolation för att hitta den. I detta fall är ξvent = 4,243.

En värmeväxlare av rör-i-rörtyp med vätska som strömmar genom innerröret.

Motståndet beräknas med formeln:

Δht = λt (Ltr/dtr) (w2tr/2g) m1 + ξ1 (w2tr/2g) m2, (12)

där den första termen är friktionsförlusten,

där m1 är antalet direkta värmeväxlingssektioner; den andra - lokala motståndsförluster på grund av jämna varv, ξ1 - motståndskoefficient för ett jämnt varv med 180°; m2 - antal varv.

Luftmotståndskoefficienten för en jämn 180° sväng ξ1 beräknas med hjälp av formeln:

ξ1 = ξ1′ α°/90°, (13)

där ξ1'- tas beroende på förhållandet d3/2 R0 = 0,6: ξ1' = 0,44.

ξ1 = 0,44 180°/90°=0,88.

Beräkna värmeväxlarens motstånd enligt formeln (12):

Δht = 0,0242 (1,8/0,113) ((1,4)2/(2 9,81)) 4 + 0,88 ((1,4)2/(2 9, 81)) 3 = 0,418 m.

Utgång från röret: ξout = 1.

För den tredje grenen beräknas den totala tryckförlusten på grund av lokala motstånd Δhm.c.3 med formeln (8):

Δhm.s.3 = (0,5 + 8 1+ 4,243) (1,4)2/(2 9,81) + 0,418 = 1,691 m.

De totala förlusterna Δh3, m, bestäms i den tredje grenen enligt formeln (9):

Нfull3 \u003d 1,602 + 1,925 + 2 + 6 \u003d 11,53 m.

4.7 Välja en standard hydraulisk maskin

För att välja en centrifugalhydraulisk maskin (pump) är det nödvändigt att ställa in den kapacitet och tryck som den måste ge.

För att säkerställa de specificerade flödeshastigheterna för vätskan till alla förbrukningspunkter måste pumpens prestanda uppfylla villkoret

Qset = ∑ Qi , (14)

us = max (Hfull). (femton)

Total produktivitet Q = 350 m3/h.

För att uppfylla villkor (15) är det nödvändigt att välja området med det högsta erforderliga trycket genom att jämföra olika alternativ, baserat på det obligatoriska tillhandahållandet av de nödvändiga kostnaderna och det erforderliga fria trycket. Sektionen med den högsta erforderliga tryckhöjden tas som bas, den kommer att bestämma pumphöjden. Tryckhöjd krävs för pumpval Hpump = Hmax = Htot 3 = 11,53 m.

De återstående grenarna kan räknas om för mindre nominella rördiametrar för att optimera rörledningen vad gäller dess kostnad, baserat på tillståndet:

Nfull1 = Nfull2 =…= Nfull. (16)

I de flesta fall utförs inte en sådan omräkning, och uppfyllandet av villkoret (16) uppnås genom att skapa ytterligare lokalt motstånd vid ingången av motsvarande sektion, som regel, genom att installera en styrventil.

När du väljer en pump, beaktas det också att de nödvändiga driftsätten för pumpen (flöde och tryck) måste ligga inom driftsområdet för dess karaktäristik.

Baserat på beräkning av hydrauliska parametrar tekniskt system den valda pumpen enligt dessa egenskaper är en horisontell fribärande pump som stöds på ett hölje av märket K 200 - 150 - 250. Enligt den grafiska egenskapen anger vi det korrekta valet av pumpen.

För denna pump:

Pumpen K 200 - 150 - 250 ger en tillförsel på 315 m3 / h, dess produktivitet kommer att vara något högre - 20 m. på grund av det extra trycket i vätskekolonnen, kommer de att jämna ut eller helt eliminera avvikelsen mellan det tryck som krävs och tillhandahålls av pumpen.

Fribärande pumpar K

Ändamål

Centrifugala fribärande enstegspumpar av typ K med horisontell axiell tillförsel av vätska till pumphjulet är konstruerade för pumpning under stationära förhållanden rent vatten(förutom marin) med pH=6-9, temperatur från 0 till 85°C (vid användning av en dubbel packboxtätning med vattentillförsel upp till 105°C) och andra vätskor som liknar vatten i densitet, viskositet och kemisk aktivitet, som innehåller fasta inneslutningar i volym inte mer än 0,1 % och upp till 0,2 mm i storlek.

Används i vattensystem allmännyttiga tjänster, för bevattning, bevattning och dränering.

Beskrivning

Den fribärande pumpen är, ur hydraulikens synvinkel, en karakteristisk typ av centrifugalpump, vars arbetskropp är ett centrifugalhjul. Centrifugalhjulet består av två skivor, mellan vilka det förbinder dem till en enda struktur, det finns blad som är mjukt böjda i motsatt riktning mot hjulets rotationsriktning.

När hjulet roterar påverkas varje vätskepartikel inuti hjulet av centrifugalkraft, direkt proportionell mot partikelns avstånd från mitten av hjulet och till kvadraten vinkelhastighet hjulets rotation. Under verkan av denna kraft sprutas vätskan in i tryckrörledningen från pumphjulet, vilket resulterar i att ett vakuum skapas i mitten av pumphjulet och ökat tryck skapas i dess perifera del.

Vätskerörelsen genom sugledningen uppstår på grund av tryckskillnaden ovanför den fria ytan av vätskan i mottagningstanken och i det centrala området av hjulet, där det finns ett vakuum.

I pumpar av typ K tillförs vridmoment från motoraxeln till pumpaxeln genom en flexibel koppling.

Pumpens utformning när det gäller tätningsaggregatet bestäms av vattentemperaturen och trycket vid pumpinloppet. Den enkla packboxtätningen är inte försedd med spärrvätska. Vid en vattentemperatur över 85°C eller vid ett absolut tryck under atmosfärstrycket vid inloppet, tillförs barriärvatten till den dubbla packboxtätningen med ett tryck som överstiger vätsketrycket före tätningen med 0,5-1 kgf/cm2. I den dubbla packboxtätningen tillförs barriärvätskan (vatten) till återvändsgränden. Normalvärdet för externt vattenläckage är upp till 3 l/h, vätska måste sippra genom packboxen för att smörja tätningsytan.

Gruppen av fribärande pumpar inkluderar centrifugala enstegspumpar av gjutjärn med envägs vätsketillförsel till pumphjulet. Hjulet på en sådan pump är placerat i änden av axeln (konsolen) som är fixerad i pumphusets eller elmotorns lager.

För korrekt drift av centrifugalpumpar och deras val när du skapar olika pumpinstallationer och stationer, är det nödvändigt att veta hur pumparnas huvudparametrar förändras i olika förhållanden deras arbete. Det är viktigt att ha information om förändringen i tryckhöjd H, effektförbrukning N och pumpeffektivitet η med en förändring i dess tillförsel Q.

Valet av en pump för ett givet tekniskt schema görs enligt kataloger baserade på beräkningen av de hydrauliska parametrarna för det tekniska schemat. När du väljer en pump, tas det hänsyn till att de erforderliga driftsätten för pumpen (flöde och tryck) måste ligga inom driftsområdet för dess egenskaper.

Bibliografi

1. Bashta T. M. Hydraulik, hydrauliska maskiner och hydrauliska drivenheter. M.: Mashinostroenie, 1982.

Shlipchenko Z. S. Pumpar, kompressorer och fläktar. Kiev, Teknik, 1976.

Pedagogiska och metodiska instruktioner för genomförande terminspapper i disciplinen "Pumpar och kompressorer" för studenter av specialitet 17.05 .: Dzerzhinsk, 1995.

Valet av en pump för ett givet tekniskt schema för studenter av specialitet 17.05 .: Dzerzhinsk, 1995.

Beteckning

namn

Dokumentation

Monteringsritning

Ringtätning

Arbetshjul

Handledning

Driftsättning av den elektriska matarpumpen efter reparation

Gruzdev V.B.

Tekniken för förberedelse och start av en matarpumpenhet med en elektrisk drivning beaktas. Sekvensen av tekniska operationer under uppstarten av matarpumpen och dess oljesystem beskrivs i detalj. Given kort beskrivning drift av centrifugalpumpar i nätverket. Bilagan innehåller illustrationer som förklarar driften av matarpumpen. Det finns också alternativ nödsituationer och framgångsrik upplösning. Sammanställda listor kontrollfrågor till varje kapitel.

Designad för heltidsstudenter - frånvaroformulär utbildning som förberedelse för specialiteten 140100 "Värmekraftsteknik". Det kan vara användbart för studenter av andra specialiteter, när de studerar disciplinen "Driftssätt och drift av termiska kraftverk", såväl som för alla ingenjörer och tekniska arbetare och arbetare i termiska och kärnkraftverk.

centrifugal elektrisk oljepump

Introduktion

Kapitel 1. Grundläggande parametrar och klassificering av pumpar

3.3 Möjliga skäl nödavstängning av en oljepump i drift

3.7 Säkerhetsfrågor

4.4 Säkerhetsfrågor

5.5 Säkerhetsfrågor

Ansökningar

Litteratur

Introduktion

Syftet med detta studiehandledningenär studien av studenter allmän ordning rörledningar och extrautrustning för den elektriska matarpumpen och dess oljeförsörjningssystem, samt att sätta dem i drift efter reparation.

När man beskriver den elektriska matarpumpen och tar den i drift efter reparation med alternativ för nödsituationer, både själva matarpumpen och dess hjälpsystem, är det välkända teknisk litteratur på pumpar och mer än 20 års erfarenhet av författaren i driften av Zainskaya GRES (Tatarstan), Leningradskaya och Kärnkraftverket i Tjernobyl, vilket gjorde det möjligt att generalisera och skapa denna handbok och därigenom utveckla en metodik för att förbereda uppstarten och sätta de elektriska matarpumparna i drift efter reparation av kraftenheter i värme- och kärnkraftverk.

Under studiet av Handboken får eleverna färdigheter i att lösa driftsproblem vid uppstart av elektriskt drivna matarpumpar. Starta en matarpump med turbodrift, där istället för en drivmotor, ångturbin, skiljer sig inte nämnvärt med undantag för startoperationer på drivturbinen. I nästa manual kommer vi också att överväga en sådan start av matarpumpen, särskilt eftersom den är utrustad med turbodrivningar stor park matarpumpar av ryska och utländska kraftenheter med en kapacitet på 300 MW eller mer.

Kom nu ihåg att pumpar kallas hydrauliska skovelmaskiner utformade för att lyfta och tillföra vätskor, i vårt fall - matarvatten från avluftaren.

Kapitel 1. Huvudparametrar och klassificering av pumpar

Termer inom området pumpar är fastställda av GOST 17398-72 "Pumpar. Termer och definitioner". Enligt denna GOST är pumpar indelade i två huvudgrupper: dynamiska och volumetriska.

Dynamiska pumpar är pumpar där vätskan rör sig under inverkan av hydrodynamiska krafter i en kammare (en öppen volym) som ständigt står i kommunikation med pumpens inlopp och utlopp.

Deplacementpumpar är pumpar i vilka vätskan rör sig igenom periodisk förändring volymen av vätskekammaren, som växelvis kommunicerar med pumpens inlopp och utlopp.

Dynamiska pumpar är uppdelade i skovel-, friktions- och tröghetspumpar.

Lamellpumpar kallas pumpar där vätskan rör sig på grund av den energi som överförs till den när den strömmar runt pumphjulsbladen. Lamellpumpar kombinerar två huvudgrupper av pumpar: centrifugalpumpar och axialpumpar. I centrifugalpumpar rör sig vätskan genom pumphjulet från centrum till periferin och i axialpumpar genom pumphjulet i riktning mot dess axel. Ofta levereras pumpar som en pumpenhet, det vill säga en pump och en tillhörande motor. Motorn kan vara antingen elektriska eller ångmaskiner.

Dessutom finns konceptet med en pumpenhet, det vill säga en pumpenhet med en uppsättning utrustning monterad enligt ett visst schema som säkerställer driften av pumpen under specificerade förhållanden.

Förutom termer relaterade till design och andra funktioner hos pumpar, fastställer GOST 17398-72 också terminologin för de viktigaste tekniska indikatorerna för pumpar och pumpenheter.

Huvuddelen av dessa indikatorer är pumpens volymetriska flöde - volymen vätska som tillförs av pumpen per tidsenhet. Vattentillförseln mäts i m 3 / s eller m 3 / h. Det är tillåtet att mäta flödet i l/s.

Det finns ett koncept med massflöde - massan av den tillförda vätskan per tidsenhet. Massflöde mäts i kg/s (t/s) eller kg/h (t/h) och definieras som pumpens andra huvudindikator är trycket eller trycket som utvecklas av den och bestäms av ökningen av den specifika energi av vatten när dess flöde rör sig från inloppet till pumpens utlopp. Trycket mäts oftast i meter vattenpelare (m. w.c.) eller i atmosfärer (atm).

För att bestämma det totala pumptrycket H används följande formler:

H \u003d P 2 / ρg - P 1 / ρg + Δh + (v 2 2 - v 2 1) / 2g, (m vattenpelare) (1)

H \u003d Hm + (v 2 2 - v 2 1) / 2g, (m vattenpelare), (2)

där P 2, P 1 - vattentryck, respektive i pumpens tryck- och sugmunstycken, atm;

Δh \u003d (z 2 - z 1) -

vertikalt avstånd mellan monteringspunkterna för tryckmätaren vid huvudet och vakuummätaren vid suget, m;

v 2 , v 1 - vattenhastighet i pumpens utlopps- och sugrör, m/s;

ρ är vattnets densitet, kg/m 3 .

Hm är pumpens manometriska tryckhöjd, vilket är summan av avläsningarna av manometern vid pumphuvudet, vakuummätaren vid suget och den geometriska tryckhöjden mellan installationspunkterna för dessa enheter Δh.

Pumphöjden kan också uttryckas som vattentrycket vid pumpens utlopp:

Р=Нρg, (m w.c.) (3)

Trycket mäts i kPa, MPa, atm eller kgf / cm 2, och trycket mäts i meter av kolonnen för den pumpade vätskan. Till exempel skrivs en meter vattenpelare som - m. Art. och 10 m. Konst. = 1,0 atm. \u003d 1,0 kgf / cm 2 \u003d 0,1 MPa. Pumpens volymflöde Q mäts i m 3 / s, och massflödet M - i kg / s, vilket definieras som

där ρ är mediets densitet, kg/m 3 .

I sin tur är det volymetriska flödet nästan detsamma längs hela längden av pumparnas flödesväg och kan beräknas från mediets medelhastighet med hjälp av flödeskontinuitetsekvationen:

där F är vätskeflödets tvärsnittsarea, m 2 ;

C är mediets hastighet, m/s.

Mängden energi som spenderas per tidsenhet för att driva pumpen bestämmer dess användbara effekt:

Nп =ρg QH, (kW) (6)

Np =ρQH / 102, (kW) (7)

där Q - pumpprestanda, m 3 / s;

ρ är mediets densitet, kg/m3;

H - pumpens totala tryckhöjd, m.

Energiförluster är oundvikliga i alla arbetsprocesser och den faktiska effekt som spenderas på pumpdriften är större än det teoretiska värdet:

N = Np + ΔN, (8)

där ΔN är summan av alla energiförluster som härrör från pumpens ofullkomlighet som en skovelmaskin.

För att bedöma fullständigheten av användningen av energi som tillförs pumpen från motorn, används en egenskap, som kallas enhetens effektiva effektivitet:

Genom att känna till pumpens effektivitet, tryck och flöde är det alltså möjligt att beräkna pumpens effektförbrukning genom beräkning:

N= ρgQH/η = Np/η, (kW) (10)

Men mycket viktigt för bladmaskiner är ett dimensionslöst värde, som kallas hastighetskoefficienten.

Hastighetskoefficienten ns används för att jämföra de geometriska parametrarna och tekniska och ekonomiska indikatorer för liknande pumpar med olika betydelser huvud, flöde och hastighet. Varför behövs detta? Koefficienten ns gör det möjligt att ersätta en pump med en annan under konstruktion och drift, vilket är särskilt viktigt för närvarande. Fysiskt är hastighetskoefficienten rotationshastigheten för en virtuell modellpump, som i alla delar är geometriskt lik en fullskalig, med samma hydrauliska och volumetriska koefficienter användbar åtgärd förutsatt att modellpumpen skapar en tryckhöjd lika med 1 meter vattenpelare, med en hydraulisk effekt på 1 hk, dvs. flödet av modellpumpen är Q = 0,075 m 3 /s i läget för maximal verkningsgrad, om vi antar att vattnets densitet är 1000 kg/m 3 under normala fysiska förhållanden.

Det är känt att varvtalskoefficienten är en funktion av tre argument - produktivitet Q, topphöjd H och antalet varv n för pumprotorn, d.v.s. ns = f (Q, H, n) och uppskattningar optimalt läge bladmaskinens drift. Med dess hjälp är det också bekvämt att klassificera typen av pump enligt typen av arbetskropp, utvärdera valet av antalet kompressionssteg och sammanfatta tekniska och ekonomiska indikatorer. olika typer pumps. Formeln för att beräkna ns härleddes genom naturlig simulering av processer i bladmaskiner, d.v.s. empiriskt och registrerat i följande formulär för pumpar som levererar vatten med en densitet på ρ = 10 3 kg / m 3

ns= 3,65 n√Q/H 3/4, (11)

där n är antalet pumpvarv, rpm;

Q - pumpens leverans (kapacitet), m 3 / timme;

H - pumphuvud, m. Konst. (för flerstegspumpar med identiska pumphjul, tryckhöjd per pumphjul).

Således låter hastighetsfaktorn dig kombinera olika hjul pumpar i grupper på grundval av deras geometriska likhet och är en rent beräknad parameter, med hjälp av vilken det är bekvämt att klassificera typen av pump efter arbetskroppar, utvärdera valet av antalet steg för en flerstegspump och generalisera de tekniska och ekonomiska indikatorerna för olika pumpar.

Vanligtvis används följande klassificering av pumphjul för centrifugalpumpar enligt värdet på hastighetskoefficienten:

ett). låg hastighet, n s = 50-100;

2). normal, n s = 100-200;

3). hög hastighet, n s = 200-350

Låt oss ge ett exempel praktisk applikation hastighetsfaktor. Till exempel måste vi bestämma antalet steg för den valda matarpumpen med en flödeshastighet Q = 650 m 3 / timme, ett tryck på 2000 m vatten. Konst. (200 atm), varvtal n = 2850 rpm (drivning från en asynkron elmotor).

Först bestämmer vi hastighetsfaktorn ns med formeln (11), som kommer att vara lika med 663.

ns=3,65 n√Q/H 3/4.

Sedan ns \u003d 3,65 x 2850 x √ 650 / 2000 3/4 \u003d 663,16 ≈ 663.

Nu bestämmer vi trycket för ett steg av pumpen H1 enligt formeln:

H1 \u003d (3,65n √Q / ns) 3/4

H1 \u003d (3,65n √Q / ns) ¾ \u003d (3,65 x 2850 x √650 / 663) ¾ \u003d 400 m vatten. Konst.

Dela den erforderliga totala höjden på 2000 m vatten. Konst. till trycket för ett steg får vi antalet steg för den valda matarpumpen - 2000 / 400 = 5 steg i pumpen som uppfyller de specificerade hydrauliska kraven.

Valet av pumpen utförs vanligtvis för de givna driftsförhållandena för det externa nätverket enligt erforderligt flöde, tryck, temperatur, samt fysiska och kemiska egenskaper pumpad vätska (frätande egenskaper, vätskans viskositet och densitet). Pumpens flöde och tryck måste motsvara den hydrauliska motståndskarakteristiken för det externa nätverket, som består av ett rörsystem och kopplingar. I detta fall måste pumpen ge maximalt möjliga flöde för detta nätverk. Men med hänsyn till de möjliga avvikelserna i den valda pumpens egenskaper under tillverkningen på fabriken väljer vi fortfarande dess tryck med 3-5% högre än det erforderliga trycket för att övervinna nätverkets hydrauliska motstånd. Mycket viktigt och korrekt installation pump. Pumpar installeras ibland så att nivån på sugmunstycket ligger över vätskenivån i mottagningstanken eller kammaren.

I sådana fall måste ett vakuum (vakuum) skapas i pumpens inloppsrör, på grund av vilket vätskan kommer att sugas in i pumpen under inverkan av kolonntrycket atmosfärisk luft. Suglyften som utvecklas av en skovelpump definieras som:

Hvs = (P 0 - P 1) / ρg, (12)

där P 0 - Atmosfärstryck eller tryck i tanken som pumpen är ansluten till, atm; ρ är vätskans densitet, kg/m3; g - fritt fallacceleration, lika med 9,81 m/s 2

Pumpkatalogerna anger alltid det tillåtna vakuumsughuvudet Hvs, d.v.s. höjden vid vilken driften av denna pump säkerställs utan att dess viktigaste tekniska indikatorer ändras. Det är känt att tillförlitligheten och stabiliteten för driften av energipumpar beror på värdet på den tillåtna sughöjden. Låt oss därför kort komma ihåg vad pumparnas sughuvud är och speciellt fenomenet kavitation. Vätskan tillförs genom sugledningen till pumphjulet under påverkan av tryckskillnaden i den mottagande tanken och det absoluta trycket i flödet vid pumphjulets inlopp. Det senare beror på pumpens placering i förhållande till nivån på vätskeytan i tanken och pumpens driftläge. I praktiken finns det tre huvudscheman för installation av centrifugalpumpar:

Ris. 1. Schema för installation av centrifugalpumpar

1. pumpens axel är över vattennivån (0-0) i mottagningstanken (kammaren) - (Fig. 1, a);

2. Pumpens axel ligger under vattennivån (0-0) i mottagningstanken (fig. 1, b), d.v.s. pumpen är under ett garanterat vatteninlopp;

3. Pumpens axel ligger under vattennivån (0-0) i den mottagande tanken och den är under övertryck (Fig. 1, c), så pumpen är under en garanterad översvämning av vatten. Som följer av fig. 1, de flesta på bättre sätt anslutning av pumpen till vattenkällan är alternativ b) och c), eftersom. det finns mycket hög garanti det faktum att pumpen inte går sönder i drift, d.v.s. det kommer alltid att finnas vattenbackup vid suget så länge det finns en övernivå vid pumpinloppet, och det mest obekväma sättet är alternativ a). Här måste vatten drivas in i pumpen, och för detta är det nödvändigt att skapa ett vakuum vid pumpinloppet och sätta backventil på sugröret, fyll alltid sugröret med vatten, medan backventilen måste hålla detta vatten och inte släppa ut det ur pumpen. När pumpen slås på kommer den att skapa ett vakuum vid suget och vatten kommer att strömma in i pumpen under trycket av atmosfärisk luft. När pumpen är avstängd får backventilen inte släppa ut vatten ur pumpen och hålla den kvar i pumphålet, annars måste du fylla den med vatten igen eller reparera backventilen. Som du kan se är detta ett obekvämt sätt att ansluta pumpen, men det används när du behöver pumpa vatten från en brunn, underjordisk reservoar eller grop. Alla dessa metoder används i alla fall flitigt både vid kraftverk och på andra industriföretag och i vardagen.

Från Bernoullis ekvation för två sektioner (i vårt fall, för vattennivån i mottagningstanken 0 - 0 och sektionen vid pumpinloppet (Fig. 1.)) följer:

Hg.v. + h a.e. = pa / ρg – pн / ρg- v 2 × / 2g, (13)

där h a.e. - förluster i sugledningen, Pa;

pa - atmosfärstryck, Pa;

p - absolut tryck vid pumpinloppet, Pa;

vw - vattenhastighet vid pumpinloppet, m/s.

Den vänstra sidan av ekvation (13) är pumpens vakuumsughöjd och mäts i meter vattenpelare för vätskan som pumpas.

Det kan också skrivas att pumpens suglyft Hv

Hv = H g.v. + h a.e. (fjorton)

Av analysen av formlerna (13, 14) följer att om vatten kommer in i pumpen med en boost (fig. 1, b), då

Hv = h a.e. -- H m.y. (femton)

Ett negativt värde på H in indikerar driften av pumpen med en boost.

När pumpen arbetar enligt schemat som visas i fig. (1, c), uttrycket för vakuumsughöjden har formen:

Hv = / ρg , (16)

där P 0 är mediets absoluta tryck ovanför vätskans fria yta, Pa.

Beroende på vingpumpens utformning mäts den geometriska sughöjden på olika sätt.

För horisontella pumpar H m.w. - detta är skillnaden mellan märkena på pumpens axel och vätskenivån i mottagningstanken.

För vertikalaxelpumpar mäts från mitten av impellerbladens framkanter (i flerstegspumpar på förstastegs impeller) till den fria ytan av vätskan i mottagningstanken.

Man måste komma ihåg att den normala driften av en centrifugalpump endast säkerställs i ett sådant läge när det absoluta trycket på alla punkter i dess inre kavitet mer press mättade ångor av den pumpade vätskan vid en given temperatur.

Om detta villkor inte är uppfyllt, börjar fenomenen med förångning och kavitation, vilket leder till en minskning eller till och med upphörande av pumptillförseln (pumpen "bryter") och dess fel.

Kavitation - med latin(cavitas) betyder tomhet. Så vad är detta fenomen under ett så vackert och klangfullt namn?

Kavitation är en process av diskontinuitet inuti vätskeflödet, dvs. bildandet av kaviteter i en droppande vätska fylld med gas, ånga eller en blandning av dem (kavitationsbubblor eller "kaverner", d.v.s. tomrum). Vanligtvis kännetecknas kavitationsflödet av en dimensionslös parameter (kavitationsnummer):

, (17)

P - hydrostatiskt tryck för det inkommande flödet, Pa;

P s - mättat ångtryck av vätskan vid en viss temperatur miljö, Pa;

ρ - medeldensitet, kg/m³;

V - flödeshastighet vid systeminloppet, m/s.

Det är känt att kavitation uppstår när flödet når gränshastigheten V = V c , när trycket i flödet blir lika med förångningstrycket (mättade ångor). Denna hastighet motsvarar gränsvärdet för kavitationskriteriet.

Beroende på värdet på X kan fyra typer av flöden särskiljas:

pre-kavitationellt - kontinuerligt (enfas) flöde vid Χ>1;

· kavitation - (tvåfas) flöde vid Χ~1;

film - med en stabil separation av kavitationskaviteten från resten av det kontinuerliga flödet (filmkavitation) vid Χ< 1;

superkavitationell - vid Χ<<1.

Den erforderliga NPSH, Δh TP, beräknas vanligtvis från specifikationen från pumptillverkaren. Kurvan Δh TP börjar från nollflödespunkten och ökar långsamt med ökande. När flödet överstiger pumpens maximala verkningsgrad stiger Δh TP-kurvan exponentiellt. Området till höger om punkten för maximal effektivitet är vanligtvis kavitationsfarligt.

Kavitationsreserven kan inte styras ur mekanikens synvinkel och pumpstationsoperatören hör det bara som metalliskt ljud och klick, men detta är redan utvecklad kavitation.

Tyvärr finns det fortfarande få enheter som gör att vi kan observera och förhindra kavitation. Även om en trycksensor på pumpens sugsida, som ger larm när trycket sjunker under det tillåtna trycket för denna pump, bör användas överallt.

Det är känt från erfarenhet av drift av pumpar att knastrande ljud försvinner efter att tryckventilen stängs. Men för att därigenom minska flödet och kavitationen är det möjligt att inte uppnå de tekniska parametrarna för själva pumpen.

För att korrekt eliminera kavitation är det absolut nödvändigt att använda grundprincipen - det måste alltid finnas mer vätska vid inloppet till pumpen än vid utloppet.

Här är några enkla sätt att uppnå detta:

1. Byt ut sugrörets diameter mot ett större. Man måste komma ihåg att pumpens sugdiameter alltid måste vara större än utloppsdiametern;

2. flytta pumpen närmare vattenkällan eller tillförseltanken, men inte närmare än 5-10 diametrar på sugröret;

3. sänk motståndet i sugröret genom att ändra dess material till ett mindre grovt;

4. ersätt sugventilen med en slussventil, som kännetecknas av lägre lokala förluster;

5. om sugröret har varv, minska deras antal eller byt ut små böjar med stora svängradier, orientera dem i samma plan (ibland är det korrekt att ersätta ett styvt rör med ett flexibelt);

6. Öka trycket på pumpens sugsida genom att höja nivån i förrådstanken eller sänka pumpens monteringsaxel, eller installera en boosterpump.

Det är välkänt att kavitation uppstår som ett resultat av en lokal minskning av trycket under ett kritiskt värde och för en verklig vätska är det ungefär lika med det mättade ångtrycket för denna vätska vid en given temperatur. Som ett resultat av detta observeras bildandet av ett stort antal små bubblor fyllda med flytande ångor och gaser som frigörs från den. Bubbelbildning liknar ytligt kokning av en vätska.

De resulterande bubblorna ökar i storlek och förs bort av flödet.

I detta fall observeras en lokal ökning av vätskans hastighet på grund av begränsningen av flödets tvärsnitt av de frigjorda ång- eller gasbubblorna.

När de kommer in i området med ett tryck över det kritiska förstörs bubblorna, medan deras förstörelse sker med hög hastighet och därför åtföljs av en lokal hydraulisk chock i denna mikroskopiska zon. Eftersom kondens upptar ett visst område och fortgår kontinuerligt under lång tid, leder detta fenomen till förstörelse av stora ytor av ytan på pumphjulen eller pumpledskovlarna.

I praktiken kan uppkomsten av kavitation under pumpdrift detekteras genom ett karakteristiskt sprakande i sugområdet, ökande ljud och plötsligt uppträdande av ökad vibration hos pumpen. Kavitation åtföljs också av kemisk förstörelse (korrosion) av pumpmaterialet under inverkan av syre och andra gaser som frigörs från vätskan i området med lågt tryck.

Med den samtidiga verkan av korrosion och cykliska mekaniska påverkan reduceras styrkan hos pumpens metalldelar snabbt. Samtidigt förstärks effekten av kavitation på pumpens metalldelar om den pumpade vätskan innehåller suspenderade slipämnen: sand, fina slaggpartiklar etc.

Under verkan av kavitation blir ytorna på delar grova, svampiga, vilket bidrar till deras snabba nötning av suspenderade ämnen. Dessa ämnen bidrar i sin tur, genom att nöta ytorna på pumpdelarna, till ökad kavitation.

Gjutjärn och kolstål är mest känsliga för kavitationsskador, och brons och rostfritt stål är minst känsliga.

Ris. 2. Förstörelse av pumphjulet på en centrifugalpump under påverkan av kavitation

För att öka motståndet hos pumpdelar mot förstörelse används skyddande beläggningar. För att göra detta svetsas delarnas ytor med hårda överdrag av hårda legeringar (stelliter), lokal ythärdning och andra skyddsmetoder används. Den huvudsakliga åtgärden för att bekämpa för tidigt slitage av flödesdelen av pumpar är dock att förhindra kavitationslägen för deras drift.

Den tekniska dokumentationen för pumpar (kataloger, pass, etc.) måste nödvändigtvis ange tillåten sughöjd (eller tillåten NPSH) för normala fysiska förhållanden, d.v.s. för atmosfärstryck på 0,1 MPa (vilket motsvarar 760 mm Hg. Art. ) och temperatur av den pumpade vätskan 20°С.

Därför är de viktigaste tekniska egenskaperna som bestämmer driften av en pump:

1. tryck (Hn, m. vatten. St; atm.; kgf/cm 2; Pa, kPa, MPa);

2. tillförsel (Q, l/s; m 3/timme; kg/s; t/timme);

3. Effektförbrukning (N, kW);

4. effektivitetsfaktor (η, %);

5. hastighet (n, rpm);

6. pumpens sughuvud (H sol, m. w.c.).

Av dessa pumpparametrar är flöde och hastighet oberoende variabler, och de återstående parametrarna är funktionellt beroende av flödet och hastigheten för dess rotation. Parametrarnas förhållande i olika pumplägen visas vanligtvis grafiskt i form av egenskaper.

För att få dem är det nödvändigt att testa pumpen under olika sugförhållanden, vid olika tryckhöjder, flöden och effekter, varierande från minimi- till maximala värden. Endast som ett resultat av dessa tester kan en uppfattning om pumpens funktion och dess energiprestanda erhållas.

Pumpens experimentella egenskaper är det nödvändiga tekniska materialet för att utvärdera pumpens kvalitet, för att välja driftssätt och för att genomföra korrekt och tillförlitlig drift. Dessa experimentella egenskaper erhålls genom att testa varje pump på fabriken och bifogas den tekniska dokumentationen när pumpen säljs.

Här kommer vi inte att överväga konstruktionen av normala och andra egenskaper hos pumpar, liksom användningen av en matematisk apparat för att beräkna pumpar, eftersom detta inte är en del av vår handbok, därför vänder vi oss till den nyfikna läsaren till litteraturen, som ges i slutet av handboken.

Genom arten av den fysiska processen och arbetsprocessen i pumpen omvandlas drivmotorns mekaniska energi till den hydrauliska energin hos vätskan som förflyttas.

Vi vet redan att det finns dussintals olika typer av pumpar, men av dessa är de huvudsakliga och mest använda i kraftverk volymetriska och skovel. I volumetriska pumpar överförs energi genom den påtvingade verkan av arbetskroppen (kolv, kolv, rotor) på det transporterade mediet och dess förskjutning (kolv, kolv, roterande pumpar). I skovelpumpar utförs omvandlingen av mekanisk energi till hydraulisk energi av ett pumphjul monterat på en roterande axel på rotorn, utrustad med blad (centrifugal-, axial-, vortex-, diagonalpumpar). Vid moderna kraftverk, både i Ryssland och utomlands, används huvudsakligen CBN - centrifugalpumpar och OH - axialpumpar. Backventil på pumpsug:

Ris. 3. Diagram över en centrifugalpumpenhet

1 - öppen vattenkälla;

2 - sugrörledning;

3 - öppen trycksatt reservoar;

4 – flödesmätande insats i tryckrörledningen;

5 - centrifugalpump;

6 - elmotor;

M - tryckmätare vid pumphuvudet;

V - tryckmätare vid pumpens sug;

P - atmosfärstryck.

På fig. 4 visar en sektion och anordningen av en konventionell enstegs centrifugalpump.

Ris. 4. Schema för en centrifugalpump

1 - expanderande pumphus ("snigel");

2 - pumpaxel;

3 - pumphjul;

4 - pumphjulsblad;

5 - pumpens inloppsrör (sug);

6 - pumpens utloppsrör (tryck).

Inuti pumphuset 1, som i regel har en spiralform i form av en snigel, är ett pumphjul 3 monterat på axeln 2. Pumphjulet består av bakre och främre skivor, mellan vilka bladen 4 är installerade, böjda från den radiella riktningen i motsatt riktning mot arbetshjulens rotationsriktning.

Med hjälp av munstyckena 5 och 6 ansluts pumphuset till sug- och tryckledningarna. Om pumphjulet roteras med huset och sugrörledningen fylld med vätska, kommer vätskan i pumphjulets kanaler (mellan dess blad), under inverkan av centrifugalkraft, att kastas från pumphjulets centrum till periferin . Som ett resultat av detta skapas ett vakuum i den centrala delen av hjulet, och övertryck skapas i periferin. Under verkan av detta tryck kommer vätskan från pumpen in i tryckrörledningen, samtidigt, genom sugledningen, under verkan av sällsynthet, kommer vätskan in i pumpen. Således genomförs en kontinuerlig tillförsel av vätska med en centrifugalpump.

Centrifugalpumpar kan inte bara vara enstegs (med ett pumphjul), som visas i fig. 2, men också flerstegs (med flera pumphjul). Samtidigt förblir principen för deras funktion i alla fall densamma - vätskan rör sig under verkan av centrifugalkraft som utvecklats av ett roterande pumphjul.

Utomlands har de så kallade diagonalpumparna blivit utbredda, vars design kombinerar funktionerna hos centrifugal- och axialpumpar. Till skillnad från centrifugalpumpar i diagonalpumpar lämnar flödet pumphjulet i en vinkel på inte 90°, utan 45°.

För diagonalpumpar är vätskeflödet som passerar genom pumphjulet inte riktat radiellt, som i centrifugalpumpar, och inte parallellt med axeln, som i axialpumpar, utan snett, som om diagonalt av en rektangel som består av radiella och axiella riktningar.

Den lutande flödesriktningen skapar den huvudsakliga designfunktionen hos diagonalpumpar - placeringen av pumphjulsbladen lutande mot pumpaxeln. Denna omständighet gör det möjligt att använda den gemensamma verkan av lyft- och centrifugalkrafter när man skapar tryck, och när det gäller deras driftsparametrar intar diagonalpumpar ett mellanläge mellan centrifugal- och axialpumpar.

Precis som TsBN och axialpumpar finns diagonalpumpar i både horisontella och vertikala axlar.

Ris. 5. Sektion av en diagonalpump med horisontell rötor

Ris. 6. Axiell pump

1 - pumphus; 2 - pumpens fasta styranordning; 3 - roterande pumprotor; 4 - arbetsblad på pumprotorn som roterar runt sin egen axel.

Ris. 7. Jetpump

1 - förvirring på tillförseln av det stimulerande mediet (vatten, gas);

2 - grenrör av den avsugna vätskan (gas);

3 - arbetskammare för att blanda det tillförda och förbrukade mediet (vakuumkammare);

4 - diffusordel av pumpens utloppstrycksdel.

Ris. 8. Kugghjulspump

1 - pumphus;

2 - sugdel av pumpen;

3 - säkerhetsbypassventil;

4 - tryckhöjdsdel av pumpen.

Ris. 9. Kolvpump (kolv)

1 - pumphus;

2 - kolv (kolv);

3 - cylinder;

4 - kolvstång;

5 - vev;

6 - vevstake;

7 - driva;

Kv - ventil vid suget till pumpen;

Kn - utloppsventil på pumpens trycksida

På TPPs används centrifugalhydraulikpumpar som matningspumpar, som har ett mycket högt tryckförhållande, särskilt flerstegspumpar. Mekanisk energi tillförs i form av vridmoment och överförs till vätskan genom bladen på ett roterande pumphjul. Bladens verkan på vätskan som fyller pumphjulet orsakar en ökning av det hydrodynamiska trycket och tvingar vätskan att röra sig i riktning från pumphjulets centrum till periferin och kastar den in i spiralhöljet. Vid ytterligare rörelse kommer vätskan in i tryckledningen. Det följer att huvudarbetskroppen för en centrifugalpump är ett fritt roterande pumphjul inuti huset. På fig. 10, 11 är fotografier av pumphjulet till en centrifugalpump. I sin tur består pumphjulet av två vertikala skivor (fram och bak i vätskeflödet), som visas i fig. 10 placerade på något avstånd från varandra. Mellan skivorna, som förbinder dem till en enda struktur, finns det blad som är mjukt böjda i motsatt riktning mot hjulets rotationsriktning (fig. 9), dvs. längs vätskeflödet. Skivornas inre ytor och bladens ytor bildar impellerns mellanbladskanaler, som fylls med den pumpade vätskan under pumpens drift.

Fig. 10. Tvärsnitt av ett centrifugalpumphjul

Ris. 11. Centrifugalpumpens impellerenhet

Det är känt från den teoretiska mekaniken att när hjulet roterar med en vinkelhastighet ω (1 / sek) på den elementära massan av vätska m (kg) belägen i mellanbladskanalen på ett avstånd R (m) från axelns axel , kommer centrifugalkraften Fc.b att verka . , definieras av uttrycket:

F c.b = m ω 2 R(18)

I tekniska beräkningar används också formel (19), vilket motsvarar formel (18):

F c.b \u003d mV 2 / R, (19)

där V (m/s) är den linjära hastigheten för den elementära materiens massa vid en radie R från rotationscentrum.

Vi har redan sagt att för att säkerställa den kontinuerliga rörelsen av vätska genom pumpen är det nödvändigt att säkerställa dess konstanta tillförsel till pumpen och utsläpp från pumpen. Därför kommer vätskan in genom hålet i pumphjulets främre skiva genom sugröret från sugröret.

Till exempel sker rörelsen av vatten genom sugledningen till matarpumpen på grund av övertryck i avluftningshuset och matarvattenpelaren, vilket är lika med skillnaden mellan installationsmärkena för avluftarens lagringstanken och installationsmärket på matarpumpen i maskinrummet i kraftverkets huvudbyggnad.

Det vanliga märket för installation av lagringstanken för en blockavluftare är 20÷24 meter i rummet i kraftverkets avluftningshylla, beroende på kraftenhetens kapacitet, och installationen av matarpumpen utförs kl. märket 0,0 ÷ 5,0 meter i turbinhallen i kraftverkets huvudbyggnad. Det följer att skillnaden mellan installationsmärkena för avluftarens lagringstanken och matarpumpen kan vara 15,0 - 19,0 (24 - 5 \u003d 19) meter, och om vi tar hänsyn till temperaturen och den specifika volymen av matarvatten i lagringen tanken, liksom det hydrauliska motståndet hos matarvattnets stuprörsvatten mot matarpumpens sug, visar det sig att bakvattnet vid matarpumpens sug kommer att vara 13 ÷ 17 m vatten. Konst. eller 1,3 -1,7 atm. Detta gör det möjligt att delvis återhämta sig från det farliga fenomenet kavitation, med en garanterad tillförsel av matarvattentryck vid matarpumpens sug. På fig. 12 är ett hydrostatiskt diagram av en matarpump som en illustration av ovanstående.

Ris. 12. Hydrostatiskt schema för matarpumpen

A - märke för installation av avluftarens lagringstank;

B - märke för installationen av matarpumpen;

H1 är höjden på matarvattennivån i avluftarens lagringstank;

H2 - skillnaden mellan installationsmärkena för avluftarens lagringstank och matarpumpen.

En analys av ekvationerna (18.19) visar att centrifugalkraften, och därmed det tryck som utvecklas av pumpen, är ju större, desto högre pumphjulshastighet.

Men ökningen av pumprotorns rotationshastighet begränsas av elmotorns hastighet, eftersom. alla höghastighetselektriska motorer används huvudsakligen som en centrifugalpumpsdrift, men oftast används elmotorer av asynkron typ för detta ändamål, vars hastighet är något lägre än den synkrona hastigheten.

Användningen av andra elmotorer, såväl som elektriska anordningar för att reglera antalet varv på elmotorn, även om de låter dig ändra pumprotorns rotationshastighet, används de inte i stor utsträckning i kraftverk som matningspump köra på grund av deras komplexitet och bristande tillförlitlighet.

I detta avseende har den elektriska drivningen av matarpumpar med en hydraulisk koppling nyligen använts i stor utsträckning vid ryska och utländska kraftverk, vilket ges i bilagan, fig. P-1,2.

Beroende på erforderliga parametrar, syfte och driftförhållanden har nu ett stort antal olika konstruktioner av centrifugalpumpar utvecklats, som kan klassificeras enligt flera kriterier. Till exempel, beroende på antalet pumphjul, särskiljs enstegs- och flerstegspumpar. I flerstegspumpar passerar den pumpade vätskan successivt genom ett antal pumphjul monterade på en gemensam axel.

Trycket som skapas av en sådan pump är lika med summan av de tryck som utvecklas av varje hjul.

Beroende på antalet hjul (steg) kan pumpar vara tvåstegs, trestegs, etc. Faktum är att det finns flera enstegspumpar i form av pumphjul på samma axel, som sekventiellt ökar trycket på hela pumpen, vilket är dess huvudsakliga tryck-flödeskaraktäristik.

Enligt metoden för att tillföra vatten till pumphjulet särskiljs pumpar med enkelsidig tillförsel och pumpar med dubbelsidig tillförsel eller de så kallade dubbelsidiga centrifugalpumparna.

Enligt metoden för att avlägsna vätska från pumphjulet särskiljs pumpar med en volut och ett turbinutlopp.

I pumpar med spiral kommer den pumpade vätskan från impellern direkt in i spiralen och strömmar sedan antingen ut i tryckröret eller strömmar genom överströmningskanalerna till nästa pumphjul.

I pumpar med turbinutlopp passerar vätskan, innan den kommer in i voluten, genom ett system med fasta blad, som bildar en speciell anordning, kallad en ledskovel, installerad i pumpstatorn.

Enligt pumpenhetens layout (placeringen av axeln i förhållande till stöden) finns det horisontella och vertikala pumpar.

Enligt metoden för anslutning till motorn är centrifugalpumpar uppdelade i drivpumpar (med en remskiva eller växellåda), anslutna direkt till motorerna med hjälp av en koppling och monoblock, vars pumphjul är monterat på den långsträckta änden av motorn axel - fribärande pumpar.

Till exempel är pumpar av konsoltyp betecknade som K-120-15, dvs. pumpen är konsol, med en produktivitet på 120 m 3 / timme och ett tryck på 15 atm.

Huvudet på enstegs centrifugalpumpar, massproducerade av den ryska industrin, når 120 m vatten. Konst. (1,2 MPa; 12 atm).

I sin tur utvecklar seriella flerstegspumpar en tryckhöjd på upp till 2500 m vatten. Konst. (25 MPa; 250 atm) och mer.

Parametrarna för centrifugalpumpar av speciell tillverkning, både enstegs och flerstegs, kan vara mycket högre.

När det gäller effektiviteten, beroende på designen, varierar den mycket - från 0,85 till 0,90 för stora enstegspumpar och 0,55-0,60 för flerstegspumpar med högt tryck.

Så låg verkningsgrad flerstegs högtryckspumpar är förknippade med hydrauliska förluster i pumpflödesdelen och speciellt med hög friktion hos den hydrauliska fotavlastningsstålskivan i pumpens axiella avlastningssystem.

I sin tur leder friktionen hos denna monolitiska gjutjärnsskiva 30-40 mm tjock och ca 300 mm i diameter vid en rotationshastighet på nästan 50 rpm i en sluten vattenvolym (i hydro-hälkammaren) till en märkbar uppvärmning av vattnet i pumpen, vars temperatur tas med i beräkningen i Rankines termiska cykel .

Det är också känt att pumpens effektförbrukning vid nollflöde, dvs. när utloppsventilen är stängd (detta är pumpens tomgång) sjunker den inte till noll och är cirka 30-40% av elmotorns märkeffekt. Denna effekt omvandlas också till värmeenergi, vilket kan öka temperaturen på matarvattnet till effekten av att "ånga" pumpen, där pumphjul, avlastare, axiallager, pumpaxeltätningar utsätts för mekanisk påfrestning och som en resultat kan leda till att en nödpump ur drift. . Matarvattnets temperaturökning ∆t i icke-flödesläge bestäms av formeln:

∆t \u003d 632N (1-h) / 1000Q (o C), (20)

N – elmotoreffekt, kW;

h - effektivitet pump;

Q – pumpleverans, kg/s.

Av ekvation (20) följer att med en minskning av pumpflödet Q ökar temperaturen på matarvattnet.

Ibland används denna metod för att öka temperaturen på matarvattnet av maskinister under uppstarten av kraftenheter, vilket naturligtvis inte är ekonomiskt och inte rationellt med tanke på pumpenhetens tillförlitlighet. Av , s. 68, följer att den maximalt tillåtna ökningen av vattentemperaturen når 11 ° C och bygger på antagandet att endast värmen på grund av hydrauliska förluster inuti pumpen bidrar till en ökning av temperaturen på matarvattnet i pumpen. pumpa med denna mängd. Faktum är att gränsen för att öka temperaturen på vattnet i pumpen oftast är godtycklig. Till exempel, för pumpar som inte har avlastare (recirkulationsledning), ibland för att upprätthålla ett minimiflöde genom en öppen tryckventil, är det tillåtet att höja temperaturen till 30 ° C för att undvika "ångning".

Men i alla fall är driften av en centrifugalpump, särskilt en flerstegspump, i ett icke-flödesläge inte tillåten i mer än tre minuter.

Vid moderna stora kraftverk når kraften hos elmotorer för att driva matarpumpar flera tusen kilowatt. Härifrån kan man föreställa sig hur snabbt och högt temperaturen på matarvattnet kan stiga vid nollflöde, när dessa tusentals kilowatt elektrisk energi omvandlas till termisk energi.

Men hur som helst så skiljer sig centrifugalpumpar från andra pumpar genom sin unika egenskap av självreglering och möjligheten till tvångsreglering inom ett brett spektrum av prestanda och tryck. Självreglering förstås som en oberoende förändring av driftläget med en förändring i nätverkets motstånd, vilket är särskilt viktigt för elektriskt drivna matarpumpar och kraftenheters manövrerbarhet. Denna egenskap hos CBN används i stor utsträckning vid drift av pumpar, särskilt när de ingår i parallelldrift på ett gemensamt hydrauliskt nätverk, både under planerad påslagning och under nödautomatisk inkoppling av reserv (AVR). I nästa avsnitt kommer vi att överväga alternativ för att inkludera en foderpumpenhet i ett kraftverksschema.

Kapitel 2. Värmekraftverks matningsverk

2.1 Inkludering av matarpumpen i kraftverkets termiska schema

Vi vet att matarpumpen pumpar matarvattnet från avluftaren och ökar dess tryck till Pbp. . \u003d (1.25-1.3) Р 0, där Р 0 är trycket av levande ånga framför turbinen, med hänsyn tagen till motståndet hos matningsvägen och ångpannans värmeytor. Vid moderna kraftverk används flera system för att slå på matarpumpar, men vi kommer bara att överväga två av dem, de mest använda.

1. Enkellyftsschema, där matarpumpen förser vatten med det slutliga designtrycket genom HPH till ångpannans matningsenhet:

Ris. 13. Schematisk enkellyftskrets för matarpumpen

Detta schema används på kraftenheter upp till 200 MW.

Fördelar med detta schema:

1. Relativ enkel justering av matarvattenflödet med matarpumpen.

Funktion: högtrycksvärmare (HPH) arbetar under mycket högt tryck som genereras av matarpumpen. På grund av det höga tryckfallet över HPH, är de föremål för höga krav på driftsäkerhet och ökade kapitalkostnader för dess tillhandahållande, i samband med en ökning av väggtjockleken på värmeväxlarhuset.

2. Tvålyftsschema, där matarpumparna för den första hissen pumpar vatten genom HPH till matningspumparna för den andra hissen, som levererar vatten till ångpannan:

Ris. 14. Schematisk bild av en tvålyfts matarpump

Detta schema kan användas på kraftenheter med en kapacitet på 300 MW och högre.

Fördelar med detta schema:

1. prestanda för HPH vid ett lägre tryck, bestämt av det faktum att vattentrycket vid inloppet till pumparna i den andra hissen måste, för att förhindra kavitation, något överstiga mättnadstrycket vid vattentemperaturen framför pumparna, därför är kraven på tillförlitligheten hos HPH något mindre än i enkellyftsystem.

Brister:

1. Minskad tillförlitlighet hos matarpumparna i den andra hissen, pumpar vatten med en hög sluttemperatur;

2. att komplicera och öka kostnaderna för näringsväxten;

3. ökad energiförbrukning för pumpning av vatten med högre temperatur;

4. behovet av att synkronisera pumpar I och II lyft och komplexiteten i deras reglering, eftersom den andra hissens matarpump går på varmt vatten, som omedelbart kokar när trycket sjunker.

1.2. Matarpumpsdrift

Det finns två drivalternativ för matarpumpar:

1) elektrisk;

2) turbin.

Elektrisk drivning av matarpumpar

Fördelar:

1) enkel design (synkron eller asynkron motor);

2) hög tillförlitlighet.

Brister:

1) motorns enhetseffekt är begränsad till 9000 kW;

2) begränsade möjligheter att justera flödet av matarvatten.

Turbindrift för matarpumpar

Fördelar:

1) förmågan att kontrollera rotationshastigheten, såväl som tillförseln av vatten inom ett brett område;

2) kompakthet;

3) oberoende av elektrisk kraft.

Valet av PN-elmotorn görs på basis av en termisk och ekonomisk jämförelse av alternativen.

I detta avseende bestäms kraften hos matarpumpen av formeln:

, (21)

F a.e. . – fodervattenförbrukning, kg/s;

Vattentrycksfall i matarpumpen, kg/cm 2 ;

Medeltemperaturen för matarvattnet vid utloppet av PN, o C;

pumpens effektivitet;

Vätskekopplingseffektivitet (om någon).

Villkoret för termisk verkningsgrad för en turbin eller elektrisk drivning är följande förhållande:

(22)

Effektiviteten för omvandling och överföring av energi med en turbodrift respektive en elektrisk drivning är lika med:

(23)

där - intern relativ verkningsgrad för huvud- och drivturbinerna;

I - mekanisk effektivitet hos huvud- och drivturbinerna;

Strypfaktor för ångtransport i drivturbinens väg;

generatoreffektivitet;

effektiviteten hos den elektriska transformatorn och det elektriska nätverket av egna behov;

Drivmotorns effektivitet;

hydraulisk kopplingseffektivitet.

Vid kraftvärmeverk används vanligtvis en elektrisk drivning, och vid kondenskraftverk (CPP) beror typen av drivning på kraftenheternas effekt.

Till exempel:

1) för kraftenheter med en kapacitet på 200 MW eller mindre används elektriska enheter;

2) för 300 MW kraftenheter:

vid Ne<30 % - электроприводы;

vid 30 %

Sammanfattningsvis vill jag säga att matarpumpen i schemat för ett värmekraftverk, oavsett om det är ett klassiskt naturligt bränsle eller ett kärnkraftverk, är ett föremål för ökad övervakning och kontroll och är inte mindre viktig än en ångturbin eller en ångpanna (kärnreaktor) och dess korrekthet påverkar också den problemfria driften av kraftenheten och dess tillförlitlighet.

I nästa avsnitt av handboken kommer vi att överväga driftsättningen av en elektrisk matarpump från reparation, som kommer att överväga den stegvisa driftsättningen av både själva pumpen och alla dess hjälpsystem: oljesystempumpar och oljekylare.

2.2 Driftsättning efter reparation av den elektriska matarpumpens oljesystem

Låt oss överväga det tekniska schemat för att röra oljesystemet för den elektriska matarpumpen (Fig. 15), som kan vara både autonom och gemensam för flera PEN (matar elektrisk pump).

Fig. 15. Schematiskt diagram över PEN-oljesystemet

1, 2 - oljepumpar i smörjsystemet;

3, 4 - oljekylare, skal-och-rör;

MM-1, 2 - tryckmätare, typ OBM;

P-1, 2 - ventiler på oljepumpens recirkulationsledning;

EKM-1, 2 - elektrokontaktmanometrar;

MF-1, 2 - oljefilter, två för en oljekylare.

PEN-oljeförsörjningssystemet är ett autonomt system med egen oljetank, en grupp elektriska pumpar (vanligtvis två elektriska pumpar, varav en är i drift, den andra är vid ATS eller under reparation), oljekylare, oljefilter, beslag, flänsar och rörledningar, samt automatiska skydd och tekniska förreglingar, och i händelse av fel på en fungerande PEN, slår en nödsignal på reserv-PEN, stående på ATS, där oljeförsörjningssystemet är i gott skick , oljetanken med en nominell oljenivå och systemet med oljepumpar är redo att tas i drift, kylvattenflödet konfigureras genom oljekylaren, som efter att PEN och oljepumpen är i drift kommer PEN-drivrutinen att justera när oljetemperaturen stiger, vilket förhindrar att den överskrider det nominella värdet.

Om det är omöjligt att kontrollera oljetemperaturen, anslut omedelbart reservoljekylaren för kylvatten och ta bort den defekta ur drift, för vilket ändamål stäng utloppsventilen för olja, och ställ därmed oljekylaren under trycktryck från oljepumpen , och spola den med det omvända flödet av kylvatten och informera turbinverkstadens senioroperatör (SMTC).

PEN-oljesystemet vid alla värme- och kärnkraftverk är i stort sett enhetligt, vilket förenklar dess drift och underhåll, vilket är särskilt viktigt för driftpersonalen.

Oljesystem PEN fungerar enligt följande.

Avfallsolja med en temperatur som inte överstiger 55 °C från matarpumpens och dess elmotors lager (två glidlager vardera för pumpen och elmotorn) går tillbaka genom tyngdkraften genom pumpenhetens gemensamma dräneringsoljeledning (linje). "a") till PEN-oljetanken, där den sedimenterar och demulgering, vars tid inte bör vara mer än 3-5 minuter, annars måste oljan skickas för rengöring och ersättas med färsk olja från den allmänna stationens oljeledning som kommer från kraftverkets centrala oljeanläggningar till maskinrummet. För att smörja pumpenhetens lager används turbinolja, som för ångturbiner, huvudsakligen av märket T-22 eller Tp-22, vars kvalitet måste uppfylla kraven i GOST-32-53-2000.

För referens: (T-22 är turbinolja (T), med en kinematisk viskositet ν = 22 centistokes; Tp-22 är turbinolja (T), med en kinematisk viskositet ν = 22 centistokes med en tillsats (p) av en syntetisk sammansättning vid en temperatur 20 0 C. Båda kvaliteterna av oljor är destillatoljekrackning. Siffran efter oljekvaliteten - 22, 32 eller andra kvaliteter indikerar att oljans kinematiska viskositet är 22,32 gånger högre än den kinematiska viskositeten för destillerat vatten. Demulgeringstiden anger mängden vatten som finns i oljan och ju längre denna tid är, ju mer vattnad oljan är, desto lägre kinematisk viskositet. Vatten påverkar aggressivt babbit-fyllningen av fodret (i babbit-legeringen upp till 80 % tenn) av pumplagren och PEN-elmotorn, vilket leder till korrosivt slitage på fodret och en minskning av dess livslängd).

Efter att ha lagt sig i oljetanken kommer oljan in i suget på elektriska oljepumpar (1, 2). Vanligtvis installeras oljepumpar med låga flödeshastigheter (upp till 3-5 m 3 / h), men med högt tryck - upp till 30,0 atm (3,0 MPa). Av detta följer att PEN-oljepumpar kan vara skruv, kugghjul, kolv eller andra typer, som, om de startas felaktigt (särskilt i icke-flödesläge), kan leda till skador på både tryckoljerörledningen (brott av flänsanslutningen av rörledningar) och själva pumpen (extrudering av pumptätningar, skador på tryck- och sugkopplingar). Sedan oljan under tryck av pumpen (en pump är i drift, den andra är vid ATS eller under reparation) genom ett av oljefiltren (MF-1, 2), som är ansluten till arbete, den andra är i reserv (reparation), går in i en av oljekylarna, den andra oljekylaren är i reserv eller reparation. Här kyls oljan med tekniskt vatten till 40 0 ​​C och med ett övertryck på 0,7-1,2 atm skickas den till en gemensam oljeförsörjningsledning, och från den distribueras den till pumpens och elmotorns lager. , medan en ökning av oljetrycket framför lagren på mer än 1,2 atm är oacceptabelt. När oljetrycket i tryckledningen stiger till 1,3-1,5 atm, installeras en mekanisk säkerhetsventil, som släpper ut övertryck i änden av oljeledningen till oljetanken. För att reglera mängden olja framför lagren i oljerörledningarna installeras gasbrickor, vars diameter bestäms empiriskt under testkörningar av pumpen efter reparation och skrivs in i pumpens reparations- och tekniska cirkulär.

På NPP matarpumpar, i huset för pumpen och elmotorlagerstolen, är en speciell volym gjord för olja med ringsmörjning, som är utformad för nödkörning av pumpenheten och för att förhindra smältning av babbittfyllningen av lagerskålar när oljepumparna stängs av när kraftenheten tappar sina egna behov.

På många PEN:er används ofta uppströmsskruvar i form av en flergängad skruv, som fungerar som en booster (engelska - booster, från booster - för att höja, öka trycket) och de installeras på pumpaxeln före vatten går in i det första steget av pumpflödesdelen. Detta gör det möjligt att delvis bygga om från kavitation.

För att förhindra inträngning av mekaniska föroreningar som kan uppstå från flödena som kommer in i avluftarens kropp, är ett skyddande koniskt galler installerat framför inloppsventilen på PEN inuti rörledningen, på vilken tryckfallet i matarvattnet "före" och "efter" rutnätet mäts. Uppkomsten av ett tryckfall på mer än 2,0 atm., Gallret tvättas utan att stoppa eller avlasta pumpen för återcirkulation.

Skyddsnät är monterade i en speciell insats - "spole", som fläns in i sugröret och kan lätt demonteras vid behov.

Låt oss nu starta uppstarten av den matarpumpande elektriska enheten, men i början av PEN:s startoperationer kommer vi att slå på dess oljesystem, utan vilket varken själva pumpen eller dess drivning kan fungera.

När PEN är i drift är oljesystemet inte helt reparerat, det tas ut för reparation endast samtidigt med reparationen av hela pumpenheten, och detta är förståeligt: ​​utan ett smörjsystem, pumpen och dess elektriska drivning, som har glidlager med påtvingad smörjning, kommer inte att kunna fungera.

Allt förberedande och uppstartsarbete på PEN utförs av turbinverkstadens operativa personal, under ledning av turbinverkstadens senioroperatör (kraftenhet) (SMTC) på direkt order av turbinverkstadens skiftövervakare (NSTC) ) för vilka:

Arbetstillstånd för tillverkning av reparationsarbeten på PEN-oljesystemet är stängda, inte täckta. Vanligtvis öppnas ett Allmänt arbetstillstånd för reparationsarbeten på hela pumpaggregatet: själva matarpumpen och dess oljesystem, medan reparationsarbeten på elmotorn utförs av personalen på kraftverkets elverkstad, enligt Separationslistan mellan turbinen och elverkstäderna. Om det är nödvändigt att utföra något arbete inom pumpaggregatet, för vilket allmän order utfärdas, utfärdas den ansvariga chefen för reparationsarbetet på den allmänna ordern en mellanliggande order om reparationsarbete vid enheten, sektion av enheten;

I Work Completion Log (finns på NSTC-arbetsplatsen) gör cheferna för elverkstaden, termisk automations- och mätverkstad (CTAI), turbinverkstaden (han gör den sista anteckningen i denna logg) tillståndsanteckningar att allt reparationsarbete på matarpumpsenheten är klar, verkstadens underhållspersonal har dragits tillbaka, pumpen är klar för driftsättning. Detta är det huvudsakliga juridiska dokumentet som ger NSTC rätt att starta insatser vid PEN.

Matarpumpsoperatören utför följande arbete:

kontrollerar att reparationspersonalen är helt tillbakadragen från pumpenhetens reparationsområde;

kontrollerar att instrumenteringen och kontrollsystemen är intakta, inte har gått ut av statens verifiering, förseglade, anslutna via impulsledningar till sensorer (rotventiler på impulsledningar är öppna), avstängning och kontroll- och skyddsarmatur är intakta, rörledningsflänsar är anslutna av dubbar som inte vrids för hand, pumpkopplingshalvor och elmotorer är kopplade och täckta med ett skyddande hölje, PEN-oljetankens luckor är stängda, det finns ingen olja i tanken enligt nivåglaset (kontrollera genom att öppna den nedre nivåglasets ventil);

rapporterar till SMTC att inspektionen av pumpaggregatet har slutförts. Om det finns kommentarer som kan leda till en nödsituation på pumpen, registreras de i defektloggen, som finns på NSTC:s arbetsplats, och startarbetet stoppas tills dessa defekter har eliminerats av reparationspersonalen av butikerna. Pumpens beredskapsgrad för start bestäms av NSTC, som ansvarar för att starta pumpen;

efter eliminering av defekter, fortsätter till införandet i driften av oljeförsörjningssystemet för PEN, accepterades oljetanken av den kemiska verkstaden för renlighet, vilket registrerades i Operational Journal of NSTC;

beordrar genom SMTC leverans av färsk olja till PEN-oljetanken genom att öppna den manuella ventilen M-0 (Fig. 15);

bestämmer av det karakteristiska ljudet i oljetanken och av ljudet i avluftningsventilen på oljetanken att olja har gått in i oljetanken, luften pressas ut genom avluftningsventilen (avluftningsventilen är en säkerhetsanordning och är konstruerad att försegla gasvolymen i behållaren med oljeprodukter och upprätthålla trycket i denna volym inom specificerade gränser, samt att skydda mot inträngning av flamma i tanken); ansluter oljeutjämningsglaset för att fungera, blåser ut det i atmosfären genom att öppna ventilerna i de övre och nedre ändarna av röret, olja ska hällas genom den nedre änden av röret i en tidigare ersatt behållare (vanligtvis en metallhink), varefter den stänger ventilen och visuellt kontrollerar oljan för dess renhet och transparens (för att undvika skador är det förbjudet att använda glas, använd endast genomskinlig plast);

öppnar de manuella ventilerna H-1,2, stänger ventilen M-O, när den nominella oljenivån i oljetanken uppnås (vanligtvis appliceras en linje som motsvarar den nominella oljenivån i oljetanken på glasnivåmätarröret), börjar fylla oljepumparna med olja, efter att ha öppnat luftventilerna och dränerar från deras hus, vilket förhindrar att olja från luftventilerna kommer in i fundamentet och intilliggande utrustning. Om olja spills på golvet eller andra ställen avlägsnas oljan omedelbart med torr sand och en ren trasa. Oljad sand och trasor samlas i speciella metallbehållare och avlägsnas från verkstaden;

stänger ventilen när en kontinuerlig oljestråle dyker upp från luftventilen, och dränerar, oljepumpar anses vara fyllda med olja och luftlösa;

öppnar oljepumparnas tryckventiler (N-1.2), med hjälp av tryckmätare (MM-1.2) och EKM-1 kontrollerar att de visar värdet på den statiska oljekolonnen i oljetanken (0.08-0.10 atm), dvs. oljenivån i tanken är cirka en meter från dess botten. I allmänhet bör skalan för en tryckmätare väljas på ett sådant sätt att när pumpen är igång är värdet på dess tryck i den andra tredjedelen av hela skalan;

levererar tekniskt vatten till oljekylarna under sommarsäsongen genom att öppna manuella ventiler (TV-1.3), samt luftventiler från oljekylarnas rörsystem, fyller oljekylarna med vatten (kontroll - en kontinuerlig ström av vatten kommer från luftventilen, stäng luftventilerna), trycksätt oljekylarna enligt vatten under servicevattentryck (kontroll - när ventilen för tömning av oljekylarens oljeutrymme öppnas - finns inget vatten). Under vintersäsongen - tillför inte tekniskt vatten till oljekylare, och när temperaturen på olje- och babbittlagerskalen börjar stiga, tillför gradvis tekniskt vatten, vilket förhindrar en kraftig minskning av oljetemperaturen;

öppnar utloppsventilerna för servicevattnet (TV-2, 4) något från oljekylarna med 1/3, lägger oljekylarna under servicevattenkanalen;

beställer montering av elektriska kretsar för oljepumpar;

kontrollerar, tillsammans med CTAI-personalen, skydd och förreglingar på oljepumpar (för en standardlista och syftet med tekniska skydd och förreglingar av matarpumpen, se bilaga 3);

öppnar oljerecirkulationsventilerna (P-1, 2) något med 1/2, och sugventilerna (H-1, 3) på pumparna, stäng tryckventilerna (H-2, 4);

slår på elmotorn på en av oljepumparna och öppnar gradvis oljepumpens sugventil och dess

recirkulation, på den lokala kontrollpanelen för oljepumpar (MShU MN), styr belastningen av pumpmotorn med en amperemeter;

stänger av den först startade pumpen, testar den andra oljepumpen i drift, med vetskap om att driften av oljepumpar för återcirkulation i mer än 30 minuter är oacceptabel;

inspekterar oljepumpar under drift för defekter;

frågar SMTC vilken oljepump, enligt verkstadsschemat, som ska förbli i drift och, när själva PEN:s oljesystem är klart, tillföra olja från den fungerande oljepumpen till försörjningsgrenröret i PEN-oljerörledningen genom en av de oljekylare, medan du gradvis stänger återcirkulationsventilen, kontrollera på M-3-tryckmätaren att oljetrycket i slutet av PEN-tryckoljeledningen motsvarar det nominella värdet, enligt PEN-bruksanvisningen;

växlar nyckeln för den arbetande oljepumpen "Driftläge MN" till läget "Drift" till MN-manöverpanelen och till "Reserv"-läget för reservpumpen, annars, vid avstängning av arbetspumpen, reservoljepumpen kommer inte att slås på och matarpumpen kommer att stängas av onormalt, vilket kommer att leda till en överträdelse av kraftenhetens drift;

skriver i MPEN:s driftslogg (dagliga uttalande) om testningen av PEN-oljepumparna och tillståndet för dess oljeanläggningar, informerar SMTC om detta och väntar på hans ytterligare order, utan att stanna för att övervaka driften av PEN-oljan systemet.

Kapitel 3

3.1 Utrustningens initiala skick

Den elektriska matningspumpen med en av två oljepumpar är i drift (den andra oljepumpen är på ATS), en av de två oljekylarna (den andra är i reserv eller under reparation). Det finns inga avvikelser från de nominella parametrarna. Skydd, larm, förreglingar och automatisering av PEN-pumpenheten sattes i drift fullt ut, vilket registrerades i Driftsjournalen (Daily Statement) av MPEN.

3.2 Möjliga orsaker till nödstopp av en oljepump i drift

Stänga av elmotorn på en oljepump i drift på grund av funktionsfel, till exempel på grund av interna skador, kortslutning i anslutningslådan (vatteninträngning, brott på jordbussen till elmotorhuset), felaktig avstängning av personal, funktionsfel på styrkretsen, överström osv.

Defekter i själva pumpen, förknippade till exempel med fastklämning av pumpen eller dess lager, brott på pumphjulet, frikoppling av pumpkopplingen från elmotorn, drift av tekniskt skydd, etc.

3.3 Nödprocessscenario

När en oljepump i drift stängs av, till exempel nr 1, minskar oljetrycket i slutet av PEN-tryckoljeledningen.

I detta avseende når värdet på oljetrycket i EKM-1, inställt i slutet av denna linje, nödinställningen för driften av AVR. Sedan, från hjälpkontakterna EKM-1, skickas en elektrisk signal till kretsen för att slå på elmotorn för reservoljepumpen nr 2, som finns på ATS, pumpenheten sätts i drift utan tidsfördröjning , byter ut den frånkopplade oljepumpen. Hela processen med att passera AVR och starta reservoljepumpen i drift tar inte mer än 3,0-4,0 sekunder. Så - att en kraftig minskning av oljetrycket i slutet av oljetrycksledningen i PEN på grund av dess stora volym inte inträffar och det kommer inte att ske någon nedbrytning av oljekilen i pumpens och elmotorns glidlager .

När det nominella oljetrycket vid änden av oljeledningen i PEN uppnås och detta värde är inställt i EKM-2, spänns hjälpkontakterna på EKM-1 och EKM-2 till det nominella arbetsläget och är återigen redo att ge en elektrisk signal för att slå på reservpumpen när oljetrycket sjunker till tryckledningen i PEN-oljeledningen.

3.4 Driftpersonalens åtgärder, när driftpersonalen är avstängd och reservoljepumparna slås på av ATS

Föraren av PEN lär sig om avstängningen av oljepumpen genom ljus- och ljudsignalering (brylande) och förlusten av ljuspanelen på ljuspanelen på den lokala PEN-kontrollpanelen (PEN LSC).

Efter att ha passerat ATS och slagit på reservoljepumpen undersöker PEN-föraren oljepumpen som har slagit på och nödavstängningen, kontrollerar värdet på det nominella oljetrycket enligt EKM-2 i slutet av oljeledningen av oljesystemet i den fungerande PEN.

I frånvaro eller närvaro av kommentarer rapporterar MPEN händelsen till SMTC och NSTC och skriver om det i PEN:s operationella logg (Daily Statement).

Om det finns uppenbara defekter på oljepumpen som har stängts av, inspekterar SMTC och NSTC personligen den defekta oljepumpen, NSTC gör en anteckning i defektloggen och i sin driftslogg, informerar chefen för turbinverkstaden eller dennes ställföreträdare för operation om detta.

3.5 Driftpersonalens åtgärder, när driftoljepumpen är avstängd och reservoljepumpen inte är påslagen

Föraren av PEN får reda på avstängningen av den arbetande oljepumpen genom ljus- och ljudsignalering (tjut) och förlusten av resultattavlan på ljuspanelen på PEN:s lokala kontrollrum.

Varningssignaler tas inte bort förrän föraren har kvitterat dem med signalkvitteringsknappen på PEN:s lokala kontrollpanel, detta bevisar att föraren har accepterat nödsignalen.

Efter att ha stängt av driftpumpen och inte skickat ATS-signalen till reservoljepumpen (oljepumpen slogs inte på), måste MPEN omedelbart växla spärrnyckeln från "ATS"-läget till "Manuell styrning"-läget på PEN kontrollpanelen och försök slå på oljepumpen manuellt. Om oljepumpen inte är påslagen, flytta omedelbart låsnyckeln för båda oljepumparna till "Reparera"-läget och rapportera händelsen till SMTC och NSTC (positionen för låsnyckeln är "Reparera", förbjuder att slå på PEN både lokalt och från blockets kontrollpanel - kontrollrum).

MPEN är skyldig att omedelbart kontrollera nödavstängningen av matarpumpen, medan den elektrifierade ventilen på recirkulationsledningen till avluftaren måste öppnas och tryckventilen på PEN måste stängas. När du stänger tryckventilen och inte öppnar recirkulationsventilen, ta omedelbart bort ventilens elektriska drivning från "Automatic" och öppna den manuellt med vetskap om att PEN inte kan arbeta i ett icke-flödesläge i mer än tre minuter.

Enligt EKM-1 (på tryckröret på PEN), kontrollera nollvärdet för övertrycket i tryckledningen för den stoppade PEN, detta bevisar att pumpens backventil håller och det finns ingen omvänd rotation av pumpen (styrning av pumpkopplingen).

MPEN är skyldig att styra den normala inkopplingen av reserv-PEN via ATS och överföra sin spärrnyckel till PEN:s lokala kontrollrum från positionen - "ATS", till positionen - "Work", och ta in de återstående PEN:erna drift under förstärkt kontroll.

MPEN rapporterar till SMTC och NSTC om allt arbete i MPEN och gör en detaljerad post i Operational Journal (Daily Statement) för PEN och skriver en detaljerad förklarande notering till chefen för turbinverkstaden om misslyckandet med att passera ATS på oljepumpar, som överförs av NSTC. Han studerar det noggrant, analyserar det och, när han demonterar nödsituationen, förklarar han för personalen MPEN:s åtgärder. NSTC är skyldig att personligen överlämna den förklarande noten till chefen för turbinverkstaden för att fatta både administrativa och tekniska beslut.

3.6 Operationspersonalens åtgärder vid brand i PEN-oljesystemet

Under nästa omgång av driftpumparna upptäckte PEN-föraren på en av dem antändning av olja i oljetanken eller på oljeledningen.

MPEN är skyldig att omedelbart rapportera detta till NSTC och till kontrollrummet och självständigt gå vidare med att släcka branden:

stoppa den brinnande pumpen genom att koppla bort den från elnätet med närmaste KSA-knapp (knapp-stopp för nödstopp för drift-PEN), som bör vara flera och de är installerade på lättillgängliga ställen i pumpen;

slå på skumbrandsläckningspumpen (NPPZhT) med en lokal nyckel och kontrollera att högexpansionsskum har flödat rikligt genom skumgeneratorerna installerade ovanför oljetanken eller ovanför PEN-oljeledningen, se till att antändningskällan är lokaliserad och det finns ingen öppen eld.

Typiskt installeras skumbrandpumpar (minst tre) i en mycket säker separat byggnad på kraftverkets territorium bredvid den underjordiska lagringstanken för skumkoncentratet.

Flera typer av skumkoncentrat används vid ryska kraftverk, men främst sådana med en hållbarhet på minst 36 månader.

För närvarande produceras ett antal olika skumkoncentrat i Ryssland, till exempel PO-6TsT, 6TS, 6MT, 6TS (3%), 6TS-V, 6TF-U, som huvudsakligen inkluderar vattenlösningar av en blandning av ytaktiva ämnen med stabiliserande ämnen. tillsatser. Men ändå är de alla skapade på basis av PO-6 och är designade för att släcka bränder i klasserna "A" och "B", dvs. bara för vårt fall.

PO-6 är ett biologiskt nedbrytbart skummedel för ett ändamål med ökad brandsläckningsförmåga, framställt på basis av en vattenlösning av trietanolaminsalter av primära alkylsulfater med stabiliserande tillsatser med ett pH-värde på pH = 7,0 - 10,0 och en fryspunkt på minst minus tre grader. Men de mest stabila skum bildas på basis av proteinskumningsmedel, som erhålls från en mängd olika ämnen, antingen helt bestående av protein eller innehåller det i betydande mängder. Dessa proteiner utvinns från djurblod, hud, ben, horn, hovar, borst, fjädrar, fiskfjäll, oljefrökaka och produkter från mjölk.

Vid framställning av sådana skumningsmedel förhydrolyseras proteiner, eftersom produkterna från deras hydrolys har en mycket högre skumningsförmåga än de ursprungliga proteinerna och proteinerna. För att göra detta utsätts de för värmebehandling, vanligtvis i en alkalisk miljö. Dessutom är hydrolysen inte avslutad, eftersom. produkterna från den slutliga nedbrytningen av aminosyraproteiner, även om de är ganska starka skummedel, ger de ett instabilt, snabbt kollapsande skum.

Alla proteinskumningsmedel är ett näringsmedium för olika typer av mikroorganismer. Därför införs antiseptika - fluorider eller fenol - i deras sammansättning. Utan dem förlorar skumkoncentrat snabbt sina egenskaper, ruttnar och luktar illa.

Vid framställning av skummedel PO-6 hydrolyseras blodet från djur som erhållits från köttbearbetningsanläggningar först med kaustiksoda och neutraliseras sedan med ammoniumklorid eller svavelsyra. Den resulterande lösningen indunstas till en förutbestämd koncentration. För att öka stabiliteten hos skummet tillsätts järnsulfat till skummedlets sammansättning.

Förhållandet mellan det resulterande skummet som kommer ut ur brandmunstycket med en skumgenerator, till exempel av GPS-typ, är mer än 60 gånger, dvs. från en volymenhet av skumkoncentrat PO-6 erhålls 60 volymer skum med en stabilitet på cirka 300 sekunder (fem minuter) vid brandkällan. Denna tid är tillräcklig för att lokalisera och blockera den fria tillgången till atmosfäriskt syre, d.v.s. sluta brinna.

NPPZhT är konsumenter av pålitlig strömförsörjning och tillhör säkerhetssystemet för kraftverket i den första kategorin, därför måste en av dem drivas från en likströmskälla i händelse av en fullständig förlust av kraftverkets egna behov, d.v.s. under MPA-förhållanden (maximal design basis olycka) och beroende på effekt, sätts de i drift från reversibla elektriska omvandlare eller från allmänna stationsbatterier;

stoppa den inkluderade NPPVT;

MPEN i Operational Journal (Daily Statement) PEN registrerar händelsen;

samma åtgärder utförs av MPEN i händelse av brand på elmotorn eller på själva pumpen;

det är förbjudet att släcka med vattenbrinnande elmotorer eller elektrifierade armaturer som är strömsatta utan dielektriska handskar och en speciell jordningsanordning på brandslangen.

3.7 Säkerhetsfrågor

1. I vilka fall används ATS för oljepumpar?

2. Vad är syftet med oljefilter på oljekylare?

3. Varför kan inte vortexoljepumpar sättas i drift i ett icke-förbrukningsläge?

4. Förklara behovet av en återcirkulationsledning för PEN-oljepump.

5. Jämför kvaliteten på använda turbinoljor.

6. Förklara behovet av ett system med skydd och förreglingar för PEN oljepumpar?

7. Motivera behovet av en backventil på pumparna.

8. Vad leder nödavstängningen av den fungerande oljepumpen och misslyckandet med att slå på reservoljepumpen till?

9. Vilka åtgärder ska PEN-föraren vidta när elmotorn eller oljetanken på PEN-pumpstationen tar eld?

10. Hur fungerar PEN axialväxlingsskyddet?

11. Sammansättningen av skummedlet?

12. Utnämning av KSA.

kapitel 4

4.1 Studie av det tekniska systemet

Installationen av en centrifugalmatningspump utför följande funktioner:

Mata vattenintag från avluftarens lagringstank;

Ökning av övertrycket av matarvatten på grund av höghastighetsrotation (centrifugaleffekt) och stegvis sekventiell ökning av vattentrycket i pumphuset;

Tillförsel av matarvatten vid ett så högt tryck att det skulle kunna övervinna det hydrauliska motståndet i ånggeneratorns vatten-ångbana, d.v.s. mer tryck av färsk ånga från pannan;

Skapande av forcerad rörelse av matarvatten i pannans värmeytor.

Vi vet redan att ökningen av matarvattentrycket skapas på grund av den centrifugaleffekt som skapas av pumpskivans pumphjul med perifera blad.

Till exempel, om trycket vid pumpsuget är Pvs.= 8,0 atm, och vid trycket bör det vara Phead.= 158,0 atm (tryck i ångan är 130 atm), dvs. tryckökningsområdet är lika med: Rnap. - Rvs. \u003d 158,0 -8,0 \u003d 150,0 atm, sedan med en enstegspump kommer pumphjulets diameter att vara meter, vilket är oacceptabelt när det gäller tillförlitlighet och tekniskt ogenomförbart.

Låt i vårt fall fem steg av tryckökning installeras på PEN-rotorn, som var och en inkluderar ett pumphjul och dess ledskovel med axiella och radiella tätningar, sedan ökar varje steg sekventiellt arbetsvattentrycket med 30,0 atm. och vid pumpens utlopp kommer detta värde att nå 158,0 atm. (5 steg x 30,0 atm. + 8,0 atm. vid sug = 158,0 atm. vid tryck).

I högtryckspumpar och med envägsvatteninlopp uppstår axiellt hydraultryck under drift, vilket tenderar att flytta pumprotorn (axeln med pumphjul monterade på den) i motsatt riktning mot rörelseriktningen för vatten som kommer in i hjulet , dvs. mot pumpens sugsida. För att kompensera för den axiella kraften hos pumprotorskjuvningen gjordes därför ett axiellt avlastningssystem i dess flödesdel, vilket beskrivs mer detaljerat i bilaga P-5.6.

Låt oss nu överväga det grundläggande tekniska schemat för den elektriska matarpumpen, som visas i fig. 16.

Fig. 16. Schematisk bild av den elektriska matarpumpen

1 - Elektrisk ventil vid pumpens sug från avluftaren (B-1); 2 - Elektrisk ventil på pumphuvudet (H-1); 3 - Backventil, mekanisk (OK); 4 - Ventil med manuell drivning på recirkulationsledningen till avluftaren (VR-1); 5 - Elektrifierad ventil på recirkulationsledningen till avluftaren (VR-2); 6 - koppling; A - elektrokontakttryckmätare (EKM-1); B - elektrokontakttryckmätare (EKM-2);

Den elektriskt drivna matarpumpen inkluderar:

1.matningscentrifugalpump (vanligtvis flerstegs) monterad på en speciell metallram, gjuten och fixerad med fasta ankarbultar på en speciell plattform av positiv eller noll höjd av maskinrummet i kraftverkets huvudbyggnad. Flödesdelen av pumpen består av två höljen - inner- och ytterhölje. Innerhöljet består av seriekopplade cylindriska sektioner, som var och en innehåller ett arbetssteg med ett pumphjul och ledskovel, axiella och radiella tätningar. Med sina gjutna ben vilar varje sektion på den horisontella ramen av ytterhöljet, och alla sektioner dras samman av horisontella genomgående dubbar, vilket skapar ett enda paket av cylindriska sektioner. Till exempel har en femstegs matningspump fem sådana cylindriska sektioner;

2. Pumprörledningarnas sug- och utloppsflänsrör med avstängningsventiler och en mekanisk backventil framför pumpens tryckventil. Armaturdrivenheter är elektrifierade;

3. Rörledning för med avstängningsventiler - två ventiler längs riktningen, den första med en manuell drivning och den andra ventilen är elektrifierad;

4. elmotor av asynkron typ. Pumpens elmotor har inbyggda luftkylare, som i sin tur kyls av processvatten som tillförs från en gemensam kollektor i maskinrummet i kraftverkets huvudbyggnad;

5. koppling, bestående av två kopplingshalvor monterade på pumpens axel och elmotorn.

För närvarande har en hydraulisk koppling använts flitigt, vilket gör det möjligt att ändra rotationsmängden för hela pumpaggregatets axellinje, vilket gör det möjligt att reglera den förbrukade elektriska kraften, tillförseln av matarvatten till ångpannan beroende på kraftenhetens elektriska belastning, vilket inte kan göras med en asynkron drift av PEN (i detalj om vätskekopplingen Bilaga Fig. P-1,2);

6. oljeförsörjningsstation för pumpenheten, placerad under märket på matarpumpen i källaren med eget brandsläckningssystem;

7. Automatiskt vatten- och skumbrandsläckningssystem i pumpenheten.

8. station för oljereningssystemet (huvudsakligen används oljereningsmetoder - rening (borttagning av vatten) och klarning (borttagning av mekaniska föroreningar)) för alla PEN i en kraftenhet.

4.2 Ta PEN i drift efter reparation

Allt förberedande och uppstartsarbete vid PEN utförs av turbinverkstadens operativa personal, under ledning av verkstadens (power unit) senior machinist (SMTS) på direkt order av turbinverkstadens shift supervisor (NSTS).

Arbetstillstånd för tillverkning av reparationsarbeten på PEN-oljesystemet är stängda, inte täckta. Vanligtvis öppnas ett allmänt arbetstillstånd för reparationsarbete på hela pumpaggregatet (selva matarpumpen och dess oljesystem, medan reparationsarbeten på elmotorn utförs av personalen på elkraftverket, enligt "Separationslistan mellan turbin- och elverkstäderna"). Om det är nödvändigt att utföra något arbete inom pumpaggregatet, för vilket Allmänna klädseln utfärdas i sin helhet, utfärdas en interimsföreläggande av ansvarig reparationsarbetsledare för Allmänna klädseln;

I färdigställandeloggen (finns på NSTC:s arbetsplats) gjorde cheferna för elverkstaden, termoautomatiserings- och mätverkstaden, turbinverkstaden (han gör den sista anteckningen i denna logg) en tillståndsanteckning som allt reparationsarbete på matarpumpsenheten är klar, reparationspersonalen har tagits tillbaka, pumpen är klar för drift. Detta är det huvudsakliga juridiska dokumentet som ger NSTC rätten att starta lanseringsoperationer vid PEN efter reparation.

NSTC ger ett verbalt kommando till SMTC att starta operationer på PEN, vilket i sin tur ger en order till PEN-drivrutinen (MPEN).

4.3 MPEN utför följande arbete

kontrollerar att reparationspersonalen har dragits tillbaka från reparationsområdet;

tar bort och tar till arbetsplatsen för NSTC:s varnings- och förbudsaffischer, kedjor från beslag och lås;

kontrollerar att instrumenteringen och de automatiserade styrsystemen är intakta, inte har förfallit av State Verification, förseglade, anslutna via impulsledningar till sina sensorer, avstängning och kontroll och skyddskopplingar är intakta, rörledningsflänsar är anslutna med bultar, pump och motorkoppling halvorna är kopplade och stängda med ett skyddande hölje;

inkluderar PEN-oljeförsörjningsstationen i drift (se punkterna 2.2. -2.3. i denna handbok);

levererar tekniskt vatten till elmotorns luftkylare, öppnar luftventilerna och avloppen, förhindrar att vatten kommer in i motorhuset, när en kontinuerlig ström av vatten dyker upp från luftventilerna, stäng dem omedelbart;

öppnar sugventilen B-1 (Fig. 10) något med 10-15 % från den manuella drivningen och in i den öppna luftventilen och dränering från pumphuset, kontrollerar att vatten rinner från avluftaren.

Uppmärksamhet! Detta arbete måste göras mycket noggrant, undvika varmt vatten på människokroppen och närliggande utrustning.

Efter avluftning och spolning av pumpen genom avloppsledningen, stäng luftventilen, börja värma metallen i matningspumpen med avluftarens matningsvatten genom pumpens öppna avlopp, om avluftaren är under de nominella parametrarna, varm upp till den hastighet som anges i PEN-bruksanvisningen, undvik vattenslag i pumphuset upp till fullständig stängning av sugventilen B-1 när vattenslag inträffar;

efter att vattenhammaren upphört, öppna långsamt sugventilen B-1 och fortsätt värma upp pumpen;

beställa montering av elektriska kretsar av drivenheter för sug V-1, tryck N-1 ventiler och recirkulationsventil VR-2 till driftpositionen vid TsTAI, för fjärrkontroll av dem från den lokala och enhetskontrollpanelen (BCR);

enligt EKM-1, kontrollera att OK-backventilen har öppnat (tryckmätaren ska visa övertrycket i avluftarens kropp plus höjden på matarvattenpelaren, lika med skillnaden mellan märkena, installationen av avluftaren och pennan);

öppna den manuella recirkulationsventilen BP-1 helt;

när temperaturskillnaden mellan pumpmetallen och matarvattnet i avluftaren inte når mer än ∆t ≤ 50 0 C, öppna sugventilen V-1 helt från den elektriska drivenheten;

öppna bypassventilerna på tryckventilen H-1 (visas inte i diagrammet i fig. 16) för att värma upp pumpen och utjämna vattentrycket före och efter tryckventilen så att den lätt kan öppnas från den elektriska drivenheten;

beställ i elaffären monteringen av den elektriska kretsen för elmotorn i ett testläge och beställ kontrollen av tekniska skydd och förreglingar på PEN och elmotorn vid TsTAI. Kontrollen utförs av turbinverkstadens (MPEN) operativa personal och CTAI:s operativa personal gemensamt. Det är obligatoriskt att kontrollera funktionen av nödknappen (KSA) för att stoppa pumpen genom manuell testning på plats och från kontrollrummet;

efter att ha kontrollerat skyddet och förreglingarna av PEN och elmotorn, beställ i elaffären monteringen av elmotorns elektriska krets i arbetsläge;

efter att ha monterat elmotorns elektriska krets i arbetsposition, varnar SMTC den operativa personalen i kontrollrummet om uppstarten av den elektriska kraftenheten, sätt den i drift med kontrollrummet;

MPEN och SMTC styr lokalt den fulla öppningen av VR-2 recirkulationsventilen andra i riktningen, och i kontrollrummet styr blockoperatören elmotorns nuvarande belastning, som inte bör vara mer än 30 % av det nominella värdet , dvs. I penna ≤ 0,3 I betygsatt;

MPEN och SMTC inspekterar hela pumpenheten för fistlar och vattenläckor, vibrationer, instrumentavläsningar, buller, axiell position för elmotor-pumpaxeln. Om nödvändigt, nödstopp pumpen genom att trycka på KSA;

förutsatt att det inte finns några kommentarer om pumpens funktion, ge ett kommando att öppna tryckventilen H-1 samtidigt som du kontrollerar att recirkulationsventilen VR-2 börjar stänga från blockering från gränslägesbrytarna på ventilen H-1.

Enligt EKM-1 bestämmer vi att trycket vid pumphuvudet är 5-10% högre än trycket i nätverket, d.v.s. pumpen kommer enkelt och smidigt att gå i parallell drift med andra redan fungerande PEN och övervinna nätverkets motstånd;

det är oacceptabelt att arbeta för återvinning under lång tid på grund av styrka och termiska skäl PEN;

genom det karakteristiska bruset kan det fastställas att ventilen VR-2 har stängts, och pumpen har tagit full strömbelastning, flödesmätaren visar det nominella matarvattenflödet;

med en ökning av lufttemperaturen i luftkylarna på elmotorn och oljan efter oljekylarna MN PEN, justera deras värden genom att öka flödet av processvatten med hjälp av utloppsventilerna;

ställ in läget för PEN-driftlägesknappen på det lokala kontrollrummet och kontrollrummet till "Arbete"-läget;

MPEN gör en post om idrifttagandet av PEN i driftjournalen (Daily Statement), och kraftenhetsingenjören och NSTC - i deras driftsjournaler;

PEN anses tas i drift efter reparation om den har arbetat kontinuerligt med nominella parametrar i minst 72 timmar (tre dagar);

enligt verkstadsschemat bör PEN inte fungera kontinuerligt i mer än 30 dagar, så det är nödvändigt att utföra en planerad övergång till en reserv-PEN. För att skapa lika arbetsförhållanden för alla PEP:er i kraftenheten, bestäms frekvensen för att sätta driftpumparna i reserv, vilket säkerställer samma drifttid för pumparna och jämnhet i deras slitage, och kontrollerar även tillförlitligheten hos varje pump i långsiktig drift. Men i alla fall måste backup-PEN vara i gott skick och i ständig beredskap för uppstart, därför måste ventilerna på inlopps- och utloppsrörledningarna vara öppna, ATS-kontrollen bör utföras periodiskt enligt schemat minst en gång i kalendermånaden bör översynen av PEN utföras minst en gång vart tredje eller vart fjärde år.

4.4 Säkerhetsfrågor

1. Vilka funktioner utför matarpumpen i kraftenhetsschemat?

2. På vilken fysisk effekt bygger metoden att öka trycket på vätskan i matarpumpen?

3. Varför ökar temperaturen på matarvattnet i PEN?

4. Vad avgör kvaliteten på matarvattenavluftningen?

5. Hur kompenseras axialförskjutningen av PEN-rotorn?

6. Beskriv de viktigaste stegen i PEN-driftsättningen?

7. Vilka anordningar tillhandahålls för att förhindra omvänd rotation av pumpen?

8. Motivera behovet av en PEN-återvinningslinje?

9. Vad är syftet med EKM på PEN?

10. Varför är uppkomsten av fistlar på PEN farligt för personal?

11. Vilka är scheman för att slå på PEN på kraftenheten?

12. Vilka avlastningsanordningar finns tillgängliga på PEN när den tas i drift?

Kapitel 5. Samdrift av två eller flera matarpumpar för ett gemensamt hydraulnät

I det här kapitlet kommer vi att överväga alternativen för gemensam drift av centrifugalmatarpumpar, både i serie- och parallellkoppling till ett gemensamt hydrauliskt nätverk.

Vanligtvis ingår pumpar i parallelldrift, på vilken drifttiden, tillförlitligheten, effektiviteten och säkerheten för driften av den drivna kraftenheten beror på. Dessa pumpar inkluderar matnings-, kondensat-, cirkulationspumpar, pumpar för smörjsystem av turbiner, generatorer, brand- och andra pumpar.

För att förenkla arrangemanget av ett kraftverk under parallell drift används vanligtvis pumpar av samma typ, vilket gör det möjligt att utöka området för reglering av vattenförsörjningen till nätverket.

Behovet av sekventiell drift av pumpar uppstår främst för att ge gynnsamma sugförhållanden för en kraftfullare pump på bekostnad av en mindre kraftfull. Till exempel kan användningen av boosters och uppströmspumpar avsevärt minska vikten och storleken på huvudmatarpumpen. Behovet av att slå på pumparna i serie kan också uppstå när en pump i nätverket i fråga inte skapar tillräckligt tryck.

5.1 Parallelldrift av centrifugalpumpar

Pumpar i pumpstationer och i stora pumpanläggningar samverkar vanligtvis, d.v.s. flera pumpar levererar vätska till ett hydraulsystem. I detta fall kan pumparna anslutas till systemet i serie (seriedrift) eller parallellt (parallell drift). Parallell är den gemensamma och samtidiga driften av flera pumpar anslutna med tryckrör till ett gemensamt hydraulsystem. För att undvika fenomenet överspänning är det bäst att inte använda sådana pumpar parallellt, där tryckegenskaperna har stigande sektioner. Dessa inkluderar pumpar vars pumphjul har en hastighetsfaktor på 500 ≥ n s ≥ 80.

5.2 Parallelldrift av centrifugalpumpar med samma egenskaper

På fig. 17(a) visar flödestryckkarakteristiken Q - H för var och en av två identiska pumpar. För att bygga den totala karakteristiken för dessa två pumpar i parallelldrift är det nödvändigt att dubbla abskissorna för Q-H-kurvan för en pump vid samma ordinater (huvuden). Till exempel, för att hitta en punkt i den totala karakteristiken Q - H, är det nödvändigt att dubbla segmentet (ab). Således segmentet (av \u003d 2ab). Andra punkter av totalkaraktäristiken finns också.

Ris. 17. Egenskaper för parallelldrift av två centrifugalpumpar i ett system a). pumpar med samma egenskaper; b). pumpar med olika egenskaper

För att bestämma läget för gemensam drift av pumparna måste systemets karakteristiska P - E konstrueras på samma sätt som vid drift av en enda pump. Driftspunkten i detta fall kommer att vara i skärningspunkten mellan pumparnas totala karaktäristik och systemets karaktäristik.

Det totala flödet under parallelldrift av två pumpar kännetecknas av abskissan av punkt 2 och är lika med Q I + I 1, trycket motsvarar ordinatan för punkt 2, lika med H I + I 1 eller H i .

För att fastställa i vilket läge var och en av pumparna fungerar är det nödvändigt att dra en linje från punkt 2 parallellt med abskissaxeln. Abskissan som motsvarar skärningspunkten för denna linje med Q - H-kurvan för pumpen (punkt 1) kommer att bestämma flödeshastigheten och ordinatan - huvudet Hi för var och en av pumparna som arbetar parallellt.

Därför är tryckhöjden som utvecklas av varje pump lika med tryckhöjden som utvecklas av två pumpar i deras parallella drift, och flödet för varje pump är lika med hälften av det totala flödet för de två pumparna.

Om endast en pump tillförde vätska till detta system, skulle dess driftsätt kännetecknas av tryck och flöde vid punkt 5.

Som framgår av fig. 17(a) i detta fall skulle dess tillförsel Q0 vara större än vid parallelldrift med den andra pumpen.

Således är det totala flödet av pumpar som arbetar parallellt i ett gemensamt system mindre än summan av flödet av samma pumpar när de arbetar separat. Detta beror på det faktum att med en ökning av den totala flödeshastigheten för vätskan som tillförs systemet, ökar tryckhöjdsförlusterna, och därför ökar också det tryck som krävs för att tillföra denna flödeshastighet, vilket medför en minskning av flödet för varje pump.

Verkningsgraden för var och en av de parallella pumparna kännetecknas av dess verkningsgrad vid punkt 4 vid skärningspunkten mellan Q - η-kurvan med vinkelrät fall från punkt 1. Som framgår av fig. 17(a), skiljer sig verkningsgraden för var och en av pumparna som arbetar parallellt från verkningsgraden för pumpen i separat drift, som kännetecknas av verkningsgraden vid punkt 3 på kurvan Q - η.

Effekten hos var och en av pumparna som arbetar parallellt kännetecknas av effekten vid punkt 7 på Q-N-kurvan, medan effekten hos en separat arbetande pump bestäms av effekten vid punkt 6. När man konstruerar den totala karakteristiken för tre parallella pumpar, det är nödvändigt att tredubbla abskissorna för egenskapen för varje pump. Driftsättet för tre eller flera pumpar när de är parallellkopplade bestäms på samma sätt som vid parallelldrift av två pumpar.

Med en ökning av antalet pumpar som arbetar parallellt eller med en ökning av motståndet i systemet, till exempel när en av sektionerna av parallellt arbetande ledningar stängs av under en olycka, minskar flödet av varje pump individuellt.

Parallelldrift av identiska pumpar i ett system är effektivt med plana systemegenskaper och branta pumpegenskaper. Med en brant systemkarakteristik kanske parallelldrift inte är effektiv, eftersom när en andra eller tredje pump ansluts till en pump kommer flödet att öka något.

Identiska pumpar för katalogparallelldrift bör väljas så att den optimala karakteristiska punkten motsvarar den tryckhöjd som beräknas för att leverera hela flödet till systemet och tillförseln lika med det totala flödet dividerat med antalet identiska pumpar påslagna.

När två pumpar går parallellt är deras totala kapacitet mindre än dubbelt så stor som en pumps kapacitet. Vanligtvis, när en pump är igång, är flödet 60 % av det totala flödet när två pumpar går parallellt.

Lutningen på nätverkets karaktäristiska kurva bestäms av tryckförlusten för att övervinna motståndet i rörledningen.

Det är känt att storleken på förlusterna är omvänt proportionell mot diametern på rörledningen till den femte potensen (∆h ≡ 1/D 5 rör.) Eller med en stor diameter på rörledningen krävs lägre pumphuvuden för att passera densamma flödeshastigheter, medan nätverkskarakteristiken kommer att vara platt. Därför är tryck- och avloppsledningar för cirkulerande vatten vid kraftverk gjorda av rör med stor diameter. Med en liten rörledningsdiameter krävs stora pumphuvuden, medan nätverkskarakteristiken blir brant.

Det är möjligt att justera en ny pump till en given flödeshastighet Qny, men med lägre tryckhöjd, med en liten minskning av effektiviteten. – vridning av pumphjulen, om det inte finns något reservhjul med mindre diameter.

Vid drift av pumputrustning vid kraftverk är det ofta nödvändigt att ändra tryckflödesegenskaperna för en befintlig pump utan att köpa en ny pump. I detta avseende är det nödvändigt att trimma pumphjulen på den befintliga pumpen.

Men för att undvika en betydande minskning av effektiviteten. pump, begränsas en minskning av diametern på pumphjulen på en centrifugalpump av följande gränser (tabell 1):

Vid ns > 350 utförs vanligtvis inte vridning av pumphjulen.

Med en noggrannhet på 2-5% tillräcklig för praktiska ändamål utförs bestämningen av minskningen av pumphjulets diameter enligt proportionalitetsparabeln, konstruerad enligt formeln:

H = Hnew Q 2 gammal /Q 2 ny = BQ 2 gammal (25)

I detta fall, värdet av den nya diametern Dnew. bestäms av formeln:

Nytt = Qny. / Qstar. (26)

Nytt = Dstar. ÖHnytt / Hstar. (27)

ns \u003d (365nÖQ) / H 3/4, (28)

där Q är pumpens flöde, m 3 / s;

H - pumphuvud, m.a.c.;

n är antalet varv för pumpen, rpm.

Vanligtvis om:

ns ≤ 60 - dessa är låghastighetscentrifugalpumpar;

ns ≤ 70-150 är normala centrifugalpumpar;

ns = 150 - 360 - dessa är höghastighetscentrifugalpumpar med maximal effektivitet;

ns = 350 - 650 är diagonalpumpar;

ns = 600 - 1200 är högflödesaxialpumpar.

Vid bestämning av ns för dubbla sugpumpar delas deras prestanda med 2, och för flerstegspumpar delas tryckhöjden med antalet pumphjul.

5.3 Parallelldrift av centrifugalpumpar med olika egenskaper

Pumpar med olika egenskaper kan endast arbeta parallellt under vissa förhållanden, beroende på förhållandet mellan egenskaperna hos dessa pumpar. Det är möjligt att analysera möjligheten och ändamålsenligheten med parallelldrift av pumpar med olika egenskaper genom att kombinera pumparnas och systemets egenskaper. Figur 17(b) visar egenskaperna för pump I och II. Som framgår av figuren utvecklar pump II en lägre tryckhöjd än pump I. Därför kan pump II arbeta parallellt med pump I endast från den punkt där trycken de utvecklar är lika (punkt C i fig. 17(b) )). Karakteristiken för gemensam drift av pumpar (total karakteristik), med början från punkt C, konstrueras genom att addera abskissorna för egenskaperna hos pumpar I och II med samma ordinater (huvuden utvecklade av pumparna). För att bestämma det totala flödet är det nödvändigt att konstruera en systemkarakteristik (PE-kurva Fig. 17 (b). Sedan, från punkt A - skärningspunkten för systemkarakteristiken med totalkarakteristiken för den gemensamma driften av pumpar I och II, bör en linje dras parallellt med ordinataaxeln, som kommer att skära av segmentet på abskissaxeln, motsvarande flödet Q i + i 1 som tillförs systemet av båda pumparna. pumpar kan hittas genom att dra en rät linje parallell med abskissaxeln från punkt A. Skärningen av denna räta linje med egenskaperna hos pump I och II ger motsvarande punkter 1 "och 2 "matningshastighet Q" i

Liksom vid parallelldrift av två pumpar med samma egenskaper är det totala flödet för de två pumparna mindre än summan av flödena för var och en av pumparna separat. Från fig. 17(b) visar att Qi+Qi >Qi+II.

Effekten och effektiviteten hos pumpar som arbetar tillsammans bestäms på samma sätt som vid gemensam parallelldrift av två pumpar med samma egenskaper. Principen att konstruera egenskaperna för parallelldrift av olika pumpar används också för att konstruera egenskaperna för parallelldrift av flera identiska pumpar, när flödet av en av dem regleras genom att ändra hastigheten.

5.4 Parallelldrift av två elektriska matarpumpar

Låt oss nu överväga alternativet att inkludera en PEN i parallelldrift medan en annan PEN körs, och vilka villkor som måste följas för detta. Det första och mest nödvändiga villkoret är att trycket på pumpen som slås på överstiger driftstrycket i nätverket med minst 10-15%. Annars kommer pumpen inte att kunna komma in i nätverket, utan kommer att arbeta på tomgång i ett icke-flödesläge, vilket motsvarar en stängd tryckventil. Vi vet redan vad detta kan leda till och att ett sådant driftsätt för en centrifugalpump inte kommer att tillåtas i mer än tre minuter.

Figur 18 visar ett diagram över införandet av två matarpumpar i parallell drift, medan de har samma tryck-flödesegenskaper, är av samma typ och båda är i gott skick. Vanligtvis, med detta schema för att slå på pumpar till ett gemensamt hydrauliskt nätverk, är en av dem i drift och den andra är på en ATS eller under reparation. Tänk på följande version av originalkretsens tillstånd i Fig. 18: PEN-1 är i drift och PEN-2 måste tas i drift efter reparation. Arbetet utförs av turbinverkstadens operativa personal - verkstadens seniormaskinist (SMTC) och matarpumpsmaskinisten (MPN).

Ris. 18. Schema för inkludering i parallelldrift av två matarpumpar

PEN-1,2 - matningspumpar;

VZ-1,2 - sugventiler för matarpumpar;

OK-1,2 - backventiler för matarpumpar;

NZ-1,2 - tryckventiler för matarpumpar;

VR-1,2 - recirkulationsventiler;

VB-1,2 – tryckventil bypassventil.

EKM-1,2,3 - elektrokontaktmanometrar.

I verkstaden för termisk automation och mätningar (CTAI) beställ montering av elektriska kretsar för drivning av sugventiler (VZ-2), tryck (NZ-2) ventiler och återcirkulationsventilen (VR-2);

Slå på oljeförsörjningssystemet PEN-2;

Öppna långsamt sugventilen VZ-2, fyll pumpen med varmt matarvatten från avluftaren, med vetskap om att dess temperatur är cirka 160 ° C, värm gradvis upp pumpen, undvik vattenslag och styr uppvärmningen enligt termometrarna på lokal pumpkontrollpanel;

Genom bypass VB-2 på tryckventilen NZ-2, fyll och värm upp sektionen av tryckledningen från den gemensamma nätverksledningen och därigenom avlasta tryckventilens ventil från envägstrycket från pumpens utloppssida . Om denna avlastning inte utförs kommer det att vara svårt att öppna tryckventilen NZ-2 med hjälp av en elektrisk drivning, som kommer att "sitta på kopplingen", vilket kommer att leda till att drivenhetens elektriska krets slås ut från ström. överbelastning och fördröjning av start av pumpen, och till och med fel på den elektriska drivningen av NZ-ventilen -2;

Enligt EKM-2, bestäm att PEN-2 är fylld med vatten och värms upp (vi bestämmer temperaturen på pumpmetallen enligt avläsningarna av mätanordningen på PEN-2 lokala kontrollpanel, som är placerad bredvid pumpen).

Det är förbjudet att öppna luftventilerna för att värma upp pumpen, det är tillåtet att öppna avloppsventilen från pumphuset, efter uppvärmning, stäng den;

Vrid tryckventilen NZ-2 och recirkulationsventilen VR-2 från den elektriska drivenheten;

Beställ monteringen av den elektriska PEN-2-kretsen i ett testläge genom skiftövervakaren för elverkstaden;

Tillsammans med CTAI-personalen, kontrollera driften av tekniska skydd och förreglingar på PEN-2;

Genom skiftövervakaren för elaffären, beställ monteringen av den elektriska kretsen för att slå på PEN-2-elmotorn i arbetsläge;

Kontrollera att sugventilen VZ-2 är helt öppen, tryckventilen är stängd, men den elektriska kretsen för dess drivenhet är monterad, den manuella ventilen på recirkulationsledningen är öppen och ventilen med den elektriska drivenheten är stängd, men kretsen för dess elektriska drivning är monterad, dränerings- och pumpventilerna är stängda, förbiledningen av NC-tryckventilen -2 stängd;

Slå på PEN-2-elmotorn, vid amperemetern på den lokala PEN-2-skölden ser vi att dess pil är på den röda linjen, vilket indikerar att pumpen arbetar med ett stängt tryck, vi kommer att kontrollera den automatiska öppningen av recirkulationsventil från den elektriska drivenheten, av EKM-2 kontrollerar vi att trycket, skapat av PEN-2, är högre än trycket i nätverket enligt EKM-3. Detta indikerar att PEN-2 kommer att övervinna nätverkets motstånd och fritt gå i parallelldrift med PEN-1-pumpen;

Efter tre minuter ska NZ-2 tryckventilen öppnas automatiskt och BP-2 recirkulationsventilen ska gå att stänga. Om detta ventildriftschema inte fungerar är MPEN skyldig att manuellt öppna tryckventilen från den lokala kontrollpanelen på PEN-2. Växla samtidigt låsnyckeln från "Automatisk" till "Lokal" kontroll och stäng även återcirkulationsventilen manuellt - BP-2;

Använd amperemetern på den lokala kontrollpanelen PEN-2, kontrollera att elmotorn har tagit den aktuella belastningen, enhetens pil har "fallit av" från den röda linjen till den nedre sidan och har ställts in på värdet på nominellt värde för elmotorns driftsström;

I ytterligare 20-30 minuter är det nödvändigt att styra driften av PEN-2-pumpenheten, var särskilt uppmärksam på den aktuella belastningen, temperaturen på pumpmetallen, driften av PEN-2-oljesystemet, den axiella växlingen , att alla avläsningar av standardinstrumentering ligger inom driftsgränserna.

MPN skriver ner tidpunkten för PEN-2-start i dagboken och rapporterar om arbetet som utförts av SMTC.

5.5 Säkerhetsfrågor

1. I vilken driftsdokumentation utförs tekniska operationer på utrustningen?

2. Vad innebär det att "sitta på kopplingen"?

3. Syftet med bypassledningen till PEN-tryckventilen?

4. Utnämning av EKM för PEN?

5. Vad är vattenhammare?

6. Hur kan vattenslag i pumpen undvikas?

7. Syftet med avluftaren?

8. Varför behöver vi uppströmsskruvar, skruvar?

9. Syfte och funktion för backventilen på PEN?

10. Nödvändiga förutsättningar för att pumpen ska gå i parallelldrift?

11. Varför och när trimmas pumphjulet?

12. Hur kan du bestämma den totala kapaciteten för två pumpar som arbetar parallellt?

APPAR

Arbetstillstånd (arbetsorder) - detta är en uppgift för produktion av arbete, upprättad på en speciell form av den etablerade formen och definierar innehållet, arbetsplatsen, tidpunkten för dess början och slut, villkor för säkert beteende, sammansättning av teamet och de personer som ansvarar för att arbetet utförs på ett säkert sätt.

Vid kärnkraftverk utfärdas dosimetriskt arbetstillstånd. Ett dosimetriskt arbetstillstånd är en skriftlig uppgift för säker utförande av arbetet. Arbetstillståndet anger arbetets innehåll, plats och tidpunkt för dess genomförande, nödvändiga säkerhetsåtgärder och brigadens sammansättning. Vid utförande av arbete på dosimetriska arbetstillstånd utses ansvariga personer för säker utförande av arbetet.

Den som utfärdar arbetstillståndet ansvarar för möjligheten till säkert arbete och för att de strålskyddsåtgärder som tillhandahålls är fullständiga. Säkerhetsåtgärder bestäms på grundval av resultaten av mätning av strålningssituationen och registreras i kolumnen "Villkor för produktion av arbete" och i kolumnen "Ytterligare personlig skyddsutrustning" anges de nödvändiga PPE-komplexen. Arbetsledaren ansvarar för att ta emot arbetsplatsen i enlighet med kraven i arbetstillståndet, och för att själv och teammedlemmarna iaktta strålsäkerhetsåtgärder för att sanera arbetsplatsen efter utfört uppdrag till acceptabel nivå.

Den antagande personen ansvarar för att strålsäkerhetsåtgärder i enlighet med arbetstillståndet genomförs fullt ut, för korrekt tillträde till arbete och att arbetsplatsen accepteras efter avslutat arbete. Dosimetristen är ansvarig för korrekt mätning av parametrarna för strålningssituationen före antagningen av teamet och under dess arbete, periodisk övervakning av efterlevnaden av strålsäkerhetsåtgärder av arbetare under arbetets gång.

Teammedlemmar ansvarar för efterlevnad av strålsäkerhetsåtgärder och korrekt användning av personlig skyddsutrustning enligt arbetstillståndet.

Beställningen är också en uppgift för säker produktion av arbete. Den upprättas genom en anteckning i registret över tillstånd och beställningar och har en engångskaraktär. Beställningens varaktighet bestäms av längden på brigadens arbetsdag. Förteckningen över utförda arbeten enligt arbetstillstånd eller order godkänns av kraftverkets ledning.

TILLSTÅNDSFORMULÄR

Företag _________ Underavdelning __________

DRÄKT, ALLMÄN DRÄKT, MELLANDRÄKT N ____

_________________________________________

TILL ALLMÄN OUTFIT N ______

(fylls endast i vid utfärdande av en mellanliggande order)

Arbetsledare ____________________________

Till arbetsledaren (arbetsledaren) _________________

(stryk onödigt) (efternamn, initialer, position, rang)

med medlemmar av brigaden _____ personer. __________________________

(efternamn, initialer, rang, grupp)

Tilldelats _____________________________________

________________________________________________

Start av arbetet: datum ____________, tid ____________

Slut: datum _________, tid __________

För att säkerställa en säker miljö är det nödvändigt ____________________

(de nödvändiga åtgärderna för att förbereda arbetsplatser och säkerhetsåtgärder anges, inklusive de som ska utföras av tjänstgörande personal på andra verkstäder)

Speciella villkor ______________________________________

Utgiven outfit: datum ________, tid ________, position

Outfit förlängt med: datum ______, tid _______, position

Signatur __________________, efternamn, initialer

datum Tid ______________________

Villkoren för produktion av arbete är uppfyllda: datum _______, tid

Fortsätt i arbete ____________________________

(utrustning placerad nära arbetsplatsen och under spänning, tryck, vid hög temperatur, explosiv, etc.)

Tjänstgörande personal på andra verkstäder (sektioner) _____________

(workshop, positionssignatur, efternamn, initialer)

En anteckning om tillstånd från skiftövervakaren för kraftverket (jourhavande disponent) ____________________________

(signatur eller notering av tillstånd som ges per telefon, underskrift av butiksskiftschefen)

Ansvarig person för verkstadens tjänstgörande personal (block, distrikt);

arbetsledare för arbete på mellanlinjen (kryssa över det onödiga) ____________________________

Uppfyllelsen av villkoren för produktion av arbete kontrollerades, den utrustning som var kvar i drift gjordes bekant och fick fungera.

Datum Tid ______________

Performance Manager __________________________________

Arbetsförman __________________

Registrering av daglig antagning till arbete, slutförande av arbete, övergång till annan arbetsplats. Arbetet är helt klart, teamet avlägsnas, jordar,

installerad av brigaden, borttagen, rapporterad (till vem) ___________________

Datum Tid______________

Arbetsproducent

(observatör) ______________________

Ansvarig arbetsledare ____________________

Tekniska standardskydd och blockeringar på PEN.

Låt oss överväga de befintliga skydden, förreglingarna och signaleringen på exemplet med en elektrisk matarpump av typen SPE-1250-75, som används både vid värmekraftverk och kärnkraftverk.

För närvarande används också andra typer av PEN, men principen för att konstruera skydd och förreglingar med signalering av avvikelsen från driftsparametrarna för pumpenheten förblir densamma: för att säkerställa säker drift av pumpenheten maximalt - en matarpump -elektrisk motor

Termiskt skydd:

Minska matarvattentrycket vid pumphuvudet med mindre än 40 atm. - triggningen kommer från EKM installerad på det lokala kontrollrummet. När pumpen startas avaktiveras skyddsplattan automatiskt i 30 sekunder.

Ökningen av trycket i kammaren för den axiella avlastningen av pumpen är mer än 12 atm. – skyddsaktivering kommer från ECM installerad i det lokala kontrollrummet.

Minskningen av oljetrycket i slutet av oljeledningen är mindre än 35 atm. – triggningen kommer från ECM installerad i det lokala kontrollrummet, fördröjningstiden för skyddsutlösning är 8 sekunder.

Elektriskt skydd:

Differentialskydd av elmotorn mot interfas kortslutning - utan tidsfördröjning verkar på avstängning av oljebrytaren på pumpens elmotor;

Underspänningsskydd när matningsspänningen sjunker när:

Umin = 0,65Unom., oljebrytaren öppnar med en tidsfördröjning på 35 sekunder;

Umin = 0,45 Unom., oljebrytaren öppnar med en tidsfördröjning på 7,0 sekunder;

Skydd av elmotorn mot strömöverbelastning när överbelastningsströmmen Iper. = 1,5 Inom. Skyddet fungerar med en längre tidsfördröjning än startströmmens varaktighet.

Skydd av elmotorn från kortslutningen av statorlindningen "till marken" - endast en varningssignal skickas till PEN LCB.

PEN-lås:

Pumpaktiveringen hålls kvar tills:

Öka oljetrycket i smörjsystemet med mer än 0,5 atm och öppna till avluftaren;

När matarvattenflödet sjunker under 400 m 3 /timme, öppnas recirkulationsventilerna från HMD till PEN LCR;

När matarvattenflödet är mer än 480 m 3 /timme, är återcirkulationsledningen till avluftaren stängd;

AVR av PEN oljepumpar inträffar:

Vid avstängning av en löpande pump;

Med en minskning av trycket vid oljepumpens tryck mindre än 1,8 atm. - signalen kommer från EKM installerad i det lokala kontrollrummet;

Med en minskning av smörjtrycket lika med 0,5 atm. - reservoljepumpen är påslagen;

Med en minskning av smörjtrycket lika med 0,35 atm. - PEN är avstängd.

Signalering av avvikelser under normal drift av PEN.

Minska matarvattentrycket vid pumphuvudet med mindre än 82 atm. ett blinkande tecken visas på minnesdiagrammet för pumpen i kontrollrummet;

Minskningen av oljenivån i PEN-oljetanken är mindre än 0,1 m från den nominella nivån - en varningsblinker faller ut på den lokala PEN-kontrollpanelen, en ljudsignal ges;

En ökning av oljetemperaturen vid inloppet till pumpenhetens lager är mer än 45 ° C - en varningsblinker faller ut vid PEN LCB, en ljudsignal ges;

En ökning av oljetemperaturen vid avtappningen från pumpenhetens lager är mer än 70 ° C - en varningsblinker faller ut vid PEN LCB, en ljudsignal hörs.

PEN med hydraulisk koppling.

På fig. P-1 visar en PEN, där en hydraulisk koppling (vätskekoppling) som ofta används vid moderna kraftverk visas som koppling.

Ris. P-1 Allmän bild av matarpumpsenheten

Ris. P-2. PEN pumpenhet med vätskekoppling

A - block av det automatiska styrsystemet (ACS) och oljetillförseln av den hydrauliska kopplingen.

Ris. P-3. Hydraulisk koppling

Ris. P-4. Energibesparing genom användning av en vätskekoppling

Från analysen av graferna i fig. P-4 följer att vid låga PEN-matningar uppnås maximala energibesparingar på dess drivning från en asynkron elmotor, som inte kan erhållas med stela kopplingar. Detta är särskilt viktigt när kraftenheten ofta är urladdad upp till en fullständig avstängning enligt regimen eller leveransschemat, eller när kraftenheten är involverad i kraftsystemets effektreglering, vanligtvis på natten. Denna förmåga att styra kraften och försörjningen av PEN är också viktig vid uppstart och avstängning av kraftaggregatet, vilket ger betydande besparingar i el för kraftverkets egna behov.

Axialt avlastningssystem PEN.

I pumpar med envägsvattenintag, under drift, uppstår axiellt hydraultryck, vilket tenderar att flytta pumprotorn (axeln med pumphjulen monterade på den) i motsatt riktning mot rörelseriktningen för vattnet som kommer in i hjulet .

Hur kan axiell kraft balanseras? Detta kan uppnås:

1. dubbelsidigt vatteninlopp till pumphjulet och i en flerstegspump - genom motsvarande grupparrangemang av pumphjul på pumpaxeln (blandad typ);

2. borra hål i pumphjulets bakre vägg, genom vilka det sker en liten minskning av skillnaden i krafter som verkar på pumphjulets ytter- och innerväggar, i detta fall har hjulet tätningar på båda sidor, dock dessa borrningar minska effektiviteten. steg och i moderna pumpar används denna metod för axiell avlastning nästan aldrig;

3. Hydraulisk hälanordning för flerstegspumpar.

På grund av det faktum att de två första metoderna inte används i enheten för matarpumpar, kommer vi bara att överväga den tredje metoden för att balansera den axiella kraften - detta är enheten för en hydraulisk häl för flerstegs matarpumpar.

Hur fungerar den hydrauliska hälen PEN.

Den hydrauliska foten är en massiv skiva fäst på pumpaxeln bakom dess sista steg. På fig. P-5 visar ett diagram över hydrofotens funktion: vatten från pumpens inloppskammare (A), som har passerat genom det ringformade gapet (3) och det radiella gapet (B), kommer in i hydrofotkammaren (4), varifrån den kommer ut i kammaren ansluten till atmosfären eller pumpens sugrör.

Ris. P-5. Schematiskt diagram över den axiella avlastningen av matarpumpen

1 - Pumphjulet sist längs matarvattenbanan;

2 - Bricka av hydro-häl;

3 - ringformigt gap;

4 - Hydraulisk fotkammare;

5 - Hydraulisk padskiva;

6 - Hydraulisk tätning av pumpaxeln;

A - Mata vatteninlopp från pumphjulet;

B - Radiellt spel (när pumpen är igång - inte mer än 0,15-0,20 mm);

B - Dynamisk kraftförskjutning av pumprotorn i tryckriktningen;

G - Kraften från hydraulisk avlastning av pumprotorn i sugriktningen.

Den axiella kraften i moderna matarpumpar är riktad mot pumpsuget och uppgår till flera ton. Därför utförs avlastningen av den axiella kraften med hjälp av en hydro-häl (urladdningsskiva), vars funktion visas i bilagan i fig. P-6, där det visas att för axiell avlastning av pumpen är vektorn A för pumprotorns axiella förskjutning riktad mot dess sug (trycktrycket är 16 gånger större än vattentrycket vid suget - vektor B, P 2 = 8 atm), på axeln med På trycksidan är en monolitisk avlastningsskiva installerad, i vars kammare matarvatten tillförs från pumptrycket i motsatt riktning mot deplacementvektorn.

Ris. P-6. Schema för avlastningskammaren och krafterna som verkar på avlastningsskivan

Fel på matarpumpen

Mekaniska skador och fel på matarpumpar uppstår på grund av:

Otillfredsställande reparation och underhåll;

Felaktig montering, uppriktning och drivning, balansering under installation, dålig lagersmörjning;

Fel vid start och stopp.

Allvarliga konsekvenser kan leda till:

Avsaknad av eller felaktigt arrangemang och användning av avlastningsledningar för matarpumpar;

Frånvaro eller felfunktion av backventiler och flödesbegränsare på avlastningsledningarna, deras inkludering i den gemensamma avlastningsrörledningen och i matarpumparnas sugledning.

Fel i driften av matarpumparna, som kan leda till en nödstopp av pannan, deras orsaker och åtgärder anges i pass och tekniska beskrivningar av pumparna.

För att säkerställa tillförlitlig drift av matarpumpar garanterar tillverkaren att de fungerar korrekt, med hänsyn till användningen av reservdelar, i minst 12 månader. från idrifttagningsdatum för kondensatpumpar med en flödeshastighet på upp till 20 m3/h och minst 24 månader. för alla andra pumpar, enligt reglerna för transport, lagring, installation och drift.

Konservering av pumpar och reservdelar utförs på ett sådant sätt att de säkerställer skydd mot korrosion under transport och lagring utan återkonservering under två år. Dessutom är alla öppningar, anslutningsflänsar och munstycken på pumpen stängda med pluggar eller pluggar, och de kritiska anslutningarna och öppningarna på inlopps- och tryckmunstyckena är förseglade.

I pumpar som väger mer än 1000 kg eller på deras fundamentramar (plattor) finns kontrollanordningar för att anpassa sin position på fundamentet och platsen för nivåinställning. Platser för nivåinställning anges på installationsritningen. Innan pumpen testas startas elmotorn separat för att kontrollera rotationsriktningen, frånvaron av vibrationer, temperaturen på lagren, varefter kopplingshalvorna ansluts och den gemensamma driften av elmotorn med pumpen testas först på tomgång och sedan under belastning. Hjul och rotorenheter måste vara balanserade. Medelvärdet för vibrationshastigheten uppmätt på pumpens lagerhus bör inte vara mer än 7 mm/s under tillverkning och 11 mm/s under drift, och temperaturen på metallen och oljan i lagren bör inte vara mer än 35-40 ° C över temperaturen omgivande luft. Under driften av matarpumparna måste kontinuerlig övervakning av deras goda skick säkerställas.

Kontrollera regelbundet pumparnas instrumentering, bibehåll trycket på matarvattnet efter pumparna och kontrollera vattentrycket före pumpen i enlighet med pumpens bruksanvisning. Häng affischer nära slussventilerna på pumparnas utloppsrör med inskriptionen att avlastningsledningen måste slås på:

Vid start av pumpen;

Vid tomgång;

När belastningen reduceras till maximal tillåten tillförlitlighet för pumpen enligt produktionsinstruktionerna, men inte lägre än 20% av dess nominella kapacitet.

Dessutom att på arbetsplatsen ha ett schema för matnings- och avluftningsanläggningar med all tillhörande utrustning och tillbehör, instruktioner för serviceinstallationer relaterade till leverans av ångpannor.

Instruktionerna ska ange tillvägagångssätt för personalen för att förhindra och eliminera eventuella felfunktioner och olyckor.

Det är inte tillåtet att slå på matarpumpen, såväl som dess drift på tomgång, med ventilen på utloppssidan stängd utan vattenbypass genom återcirkulationsledningen (avlastningsledningen) i mer än tre minuter.

Det är viktigt att se till att ventilerna på sug- och utloppsrören på reservmatningspumparna är öppna.

När du tar ut pumpen för reparation eller i reserv är det nödvändigt att stänga av dess elmotor först efter att ha stängt utloppsventilen (med den preliminära öppningen av recirkulationsledningen).

Om matarpumpen förblir i reserv är det nödvändigt, efter att den har stannat helt, att öppna ventilen på utloppsröret igen och kontrollera om motorrotorn roterar.

Om pumpen roterar i motsatt riktning vid läckage i backventilen ska utloppsventilen vid pumpen omedelbart stängas och tas ut för reparation.

Det är nödvändigt att utrusta AVR - en automatisk enhet för att starta reservpumpen när trycket i tryckledningen minskar och regelbundet, enligt schemat, kontrollera dess funktion (obligatoriskt för alla matarpumpar med elektrisk drivning).

Dessutom installeras en separat återcirkulationsledning (utloppsledning) med en strypbricka från varje matarpump, ansluten till en avluftare eller matartank (men inte till matarpumparnas sugledning). Utloppet till utloppsledningen görs upp till pumpens backventil. Om avlastningslinjerna för samma typ av pumpar kombineras, installeras en backventil på var och en av dem.

Det är förbjudet att kombinera utloppsledningar för el- och turbopumpar!

Under drift av matarpumparna får temperaturen på lagren och deras drivningar inte tillåtas stiga över 70 o C, byt vid behov ut fettet i lagren eller i smörjsystemet.

Buller och stötar i pumpen observeras när:

Vid felaktig borrning av de anslutande halvkopplingarna;

Statisk axelavböjning;

Knacklager;

Vrid krets i elmotorn;

Impeller som träffar tätningar;

Vid oacceptabel uppvärmning av lagren;

När kavitation uppstår.

En märkbar minskning av pumpens prestanda efter en tid av normal drift kan orsakas av:

Ökande spaltförluster inuti pumpen;

En ökning av vattentemperaturen;

Högt motstånd mot sugrörledning (pump ångning);

Igensättning av pumphjulet och dess slitage;

Luft kommer in i pumpen och sugröret.

Matarpumpar är placerade under avluftarnas matarvattentankar för att undvika avbrott i varmvattenflödet på grund av kokning. Bildandet av ångbubblor i pumpens sugrör leder till vattenslag i tillförselrören och fel på vattentillförseln till pumpen, vilket kan orsaka en olycka.

De främsta anledningarna till att "ånga" PEN är:

1. En kraftig minskning av vattennivån eller trycket i avluftaren;

2. En kraftig minskning av matarvattenförbrukningen med en sluten återcirkulationsledning;

3. En kraftig ökning av tillförseln av matarvatten från pumpen när suggallret är igensatt;

4. Öka motståndet på avlastningslinjen från hydro-heel-kammaren;

5. Ökat läckage genom hydrofotkammaren.

Låt oss bara överväga två huvudorsaker, eftersom. i inget fall bör pumpen tillåtas "ånga", vilket snabbt kan leda till att den misslyckas.

1. En kraftig minskning av vattennivån eller trycket i avluftaren.

Detta kan orsakas när:

1.1 otillförlitliga avläsningar av den elektroniska nivåmätaren, kontrollera den och duplicera den på nivåglaset installerat i matarvattentanken;

1.2. igensättning av filternätet på pumpsuget.

Filternätet på PEN-suget har två koniska hus införda i varandra, mellan vilka ett mässingsnät är fastklämt. Gallrets inre koniska kropp består av vertikala trådstänger med en diameter på 6,0 mm med en tråd med en diameter på 1,0 mm lindad runt dem. Nätets yttre koniska kropp är gjord av perforerad stålplåt 4,0 mm tjock med 22 000 hål 4,0 mm i diameter.

För periodisk rening av filtret och dess tvättning finns det två grenrör för tillförsel av huvudkondensatet från kondensatpumparna och för att avlägsna smuts från filtrets botten. Rensning kan göras med pumpen igång och spolning endast när pumpen är stoppad;

1.3 stängning av huvudventilen för kondensattillförseln.

Det är brådskande att kontrollera i kontrollrummet om kretsen är monterad på regulatorns elektriska drivning, omedelbart kontakta avluftarens ingenjörs bypass, kräva att manuellt öppna regulatorns bypass och kontrollera öppningen av ventilen för tillförsel av huvudkondensatet genom avluftare ångkylare. En kraftig minskning av matarvattennivån i avluftarens lagringstank när matarpumpen är igång kan leda till bildandet av en tratt vid pumpens sugning och till dess fel, eftersom. ångpumpen kan inte fungera;

1.4. stängning av värmeångregulatorn i avluftaren leder till en minskning av ångtrycket i dess hölje. Öppna omedelbart regulatorns bypass, kontrollera manuellt funktionen av själva regulatorn;

1.5. otillåten öppning av den elektriska ventilen för att tillföra kallt kemiskt avsaltat vatten till avluftaren för nödefterfyllning och förstartsfyllning av avluftaren. Detta leder till en kraftig minskning av ångtrycket i avluftaren och kan leda till kokning av hela vattenvolymen i avluftningshuset och till dess förstörelse.

2. En kraftig minskning av matarvattenförbrukningen med en sluten recirkulationsledning. Detta kan orsakas när:

2.1. felaktig avläsning av flödesmätaren, kontrollera dess avläsningar;

2.2. spontan stängning av tryckventilen på grund av en kortslutning i dess elektriska drivning;

2.3 brott på den elektriska motor-pumpkopplingen. Kontrollera omedelbart den aktuella belastningen på elmotorn. Om kopplingen går sönder kommer amperemetern att visa elmotorns tomgångsström, d.v.s. mindre än märkströmmen. En mekanisk backventil är installerad på pumpens utloppsrör, som tjänar till att förhindra att pumpen "ångar" när matarvattenflödet minskar. Backventilen är utrustad med en automatisk återcirkulationsledning som ger ett flöde på minst 30 % av pumpens nominella flöde med stängd tryckventil.

"Ånga" av pumpen uttrycks av förekomsten av metallisk kontakt mellan de stationära och roterande delarna av pumpen som ett resultat av ett brott i kontinuiteten i vattenflödet, vilket orsakar intensiv förångning i pumpen. Vid "ångning" finns det starka stötar och ljud vid vatteninloppet till pumpen, en minskning av trycket vid pumphuvudet, en skarp fluktuation i pumpmotorns nuvarande belastning.

Typer och typer av matarcentrifugalpumpar

Matarelektriska pumpar av PE-typ ger vattenförsörjning med en temperatur på upp till 165 ° C till trum- och engångsångpannor och är utformade för att leverera vatten till stationära ångpannor i termiska kraftverk som drivs med organiskt bränsle.

Pumpar med nominella flöden på 380 och 580 m 3 / h kan drivas med och utan vätskekoppling; 600 m 3 / h - endast med en hydraulisk koppling; 710 m 3 / h - utan vätskekoppling; 780 m 3 /h - kan utrustas med en synkron frekvensstyrd eldrift.

I gruppen matarpumpar ingår även pumpar av två typer PE och CVK och är konstruerade för att mata ångpannor med vatten som inte innehåller fasta partiklar. Strukturellt är de horisontella sektionspumpar med flerstegspumpar med ensidigt arrangemang av pumphjul och är uppdelade i enkel- och dubbelhuspumpar.

Sexstegs enkåpspumpar PE65/40, PE65-53, PE150-53 och PE150-63 är konstruerade för pannor med ett ångtryck på 40 kgf/cm 2 . Materialet i den flytande delen är grått gjutjärn SCh20.

Tiostegs enkåpspump PE270-150-3 är designad för pannor med ett tryck på 100 och 140 kgf / cm 2. Materialet i den flytande delen är stål.

Axeln stöds av två glidlager med vattenkylningskammare.

Utformningen av pumparna sörjer för kylning av packboxarna med vatten. Vatten tillförs tätningsenheten för att kondensera ångorna från den pumpade vätskan som kan läcka genom tätningen. Den axiella kraften som verkar på pumprotorn uppfattas av den hydrauliska hälen, gjuten av modifierat gjutjärn.

Design med två höljen representeras av pumpar: tiostegs PE380-185-3, ΠE500-180-3, ΠE580-195 och elvastegs PE380-200-3 för subkritiska pannor med ett ångtryck på 140 kgf/cm2, sju -stegspump PE600-300-3 för superkritiska pannor med ångtryck 255 kgf/cm2.

Numerisk beteckning för pumpar: den första siffran - leverans m3 / h, den andra - huvud i kgf / cm2 (atm).

I och med kärnenergins utveckling skapades speciella matarpumpar för kärnkraftverk, som inte är avsedda för ett brett spektrum av konsumenter och är märkta med bokstaven A, d.v.s. endast för kärnkraftverk.

Matningspumpar med centrifugalvortex fribärande pumpar av TsVK-typ är designade för att pumpa vatten och andra neutrala vätskor med temperaturer upp till 105 ° C, innehållande fasta inneslutningar upp till 0,05 mm i storlek, med en koncentration på högst 0,01 viktprocent.

Ris. P-7. Sektion av matningspumpen typ PE (matning med elektrisk drivning) 1 - axel, 2 - lager, 3 - mekanisk tätning, 4 - inloppskåpa, 5 - ringinlopp, 6 - förinloppshjul, 7 - lock, 8 - pumphjul , 9 - sektion ; 10 - ledskovla, 11 - pumphus, 12 - innerhus, 13 - utloppskåpa, 14 - axeländtätningshus; 15 - rotorstopp, 16 - avlastningsskiva; 17 - hjälprörledningar; 18 - ytterhölje, 19 - plåt.

Ris. P-8. Sektion av pumptyp TsVK: 1 - lock, 2 - centrifugalhjul; 3 - infoga I; 4 - virvelhjul, 5 - insats II; 6 - mekanisk tätning, 7 - kropp, 8 - axel

I den digitala beteckningen av pumpen är täljaren för fraktionen flödet (l / s), nämnaren är huvudet (m.w.c.). Strukturellt sett är de en fribärande horisontell pump med två pumphjul. Impellern i det första steget är centrifugal, det andra steget är virvel. Denna kombination gör det möjligt att med hjälp av det första steget erhålla normala sugförhållanden (tillåten vakuumsughöjd -7 m), och med hjälp av det andra steget ett högt tryck. Materialet i den flytande delen är gjutjärn, virvelhjulet är 35L stål. Axeltätningen är mekanisk, det är möjligt att installera en packbox med mjuk packning. Pumparna kan förses med explosionssäkra elmotorer. För närvarande arbetar följande tillverkningsanläggningar för produktion av pumpar och utrustning för dem: JSC "Livgidromash", FSUE "Turbonasos", JSC "Bobruisk Machine-Building Plant", JSC "Shchelkovsky Pump Plant", JSC "Kataisky Pump Plant" , JSC "Yasnogorsky Machine-Building Plant, Sumy Machine-Building Plant, OJSC Uralgidromash, OJSC Vakuummash, JSC Moldovahidromash, CJSC Rybnitsa Pump Plant, OJSC Gornas, OJSC Prompribor, OJSC Kusinsky Machine-Building Plant.

Litteratur

Huvudlitteratur

1. Bystritsky G.F. Grunderna för energi. Lärobok: M., Infra-M. 2007.

2. Zalutsky E.V. etc. Pumpstationer.-Kiev. "Vishcha skola." 2006.

3. Modern termisk kraftteknik / red. Trukhnia A.D./ MPEI. 2007.

4. Solovyov Yu.P. Hjälputrustning vid kraftverk. Moskva: MPEI Publishing House. 2005.

5. Sterman L.S., Lavygin V.M., Tishin S.G. Termiska och kärnkraftverk. – M.: MPEI Publishing House. 2007.

6. Värme- och kärnkraftverk. / Ed. A.V. Klimenko/, v.3.MPEI. 2004.

7. Värmekraftverk: Lärobok för universitet / Ed. E.D. Burova och andra. M.: MPEI. 2007.

8. Tiator I.N. Pumputrustning för värmesystem. – M.: MPEI Publishing House. 2006.

ytterligare litteratur

9. Budov V.M. NPP-pumpar - M .: Energoatomizdat. 1986.

10. Gorshkov A.M. Pumpar.- M.-L.: Mashinostroenie. 1947.

11. Karelin V.Ya. Pumpar och pumpstationer. - M.: Energi. 1996.

12. Krivchenko G.I. hydrauliska maskiner. Turbiner och pumpar. M.: Energi. 1988.

13. Lomakin A.A. Centrifugal- och axialpumpar.- M.: Mashinostroyeniye. 1976.

14. Maljusjenko V.V. Energipumpar. - M.: Energi. 1981.

15. Malyushenko V.V., Mikhailov A.K. Pumputrustning för värmekraftverk. - M.: 1975.

16. Rychagov V.V. etc. Pumpar och pumpstationer. - M.: Kolos. 1988.

17. Stepanov A.I. Centrifugal- och axialpumpar. Moskva: Mashgiz. 1960.

18. Uppslagsbok för värmeteknik. T.1., M.: Energi. 1975.

19. Cherkassky V.M. Pumpar, fläktar, kompressorer. - M.: Energi. 1994.

20. Chinyaev I.A. Vane pumpar. Referensmanual. - M.: Mashinostroenie. 1992.

21. Sherstyuk A.N. Pumpar, fläktar, kompressorer. - M.: Högre skola. 1972.

22. Engel-Kron IV Anordning och reparation av utrustning för turbinverkstäder i kraftverk. - M.: Högre skola. 1971.

Pumps- maskiner för att skapa ett tryckflöde av ett flytande medium. När du utvecklar hydrauliska system och nätverk, låter det korrekta valet och användningen av pumpar dig få de specificerade parametrarna för vätskors rörelse i hydrauliska system. I det här fallet måste designern veta designfunktioner hos pumpar, deras egenskaper och egenskaper. I det här avsnittet kan du ladda ner gratis och utan registrering böcker om centrifugal-, skovel-, kugghjulspumpar och fans.

	Namn:Pumpar, fläktar, kompressorer: En lärobok för värme- och kraftspecialiteter vid universitet.
	Cherkassky V. M.
	Beskrivning:Klassificeringar, grunder i teorin, egenskaper, regleringsmetoder, design och drift av maskiner för tillförsel av vätskor och gaser som används inom energi och andra industrier beaktas.
	Utgivningsåret: 1984
	Visningar: 36579 | Nedladdningar: 6834

	Namn:Kugghjulspumpar för verktygsmaskiner.
	Rybkin E.A., Usov A.A.
	Beskrivning:Boken innehåller en analys av teoretiska och experimentella studier av metoder för beräkning och konstruktion av kugghjulshydraulikpumpar som används i hydrauliska verktygsmaskiner.
	Utgivningsåret: 1960
	Visningar: 35392 | Nedladdningar: 893

Ministeriet för utbildning och vetenskap i Ryska federationen Federal State Budgetary Education Institute of Higher Professional Education

"Yaroslavl State Technical University" Institutionen "Processer och apparater för kemisk teknik"

BERÄKNING AV PUMPENHETEN

Handledning

Sammanställt av: Cand. tech. Sci., docent V. K. Leontiev, assistent M. A. Barasheva

Yaroslavl 2013

ANTECKNING

Handledningen innehåller kort teoretisk information om beräkningen av enkla och komplexa rörledningar, beräkningen av pumparnas huvudparametrar. Exempel på beräkningar av rörledningar och val av pumpar ges. Multivarianta uppgifter har utvecklats för att utföra beräknings- och grafiska arbeten.

Särskild uppmärksamhet i manualen ägnas åt designen av dynamiska pumpar och deplacementpumpar.

Läroboken är avsedd för studenter som utför designarbeten och kursprojekt i kurserna "Hydraulik", "Mekanik för vätska och gas" och "Kemisk tekniks processer och apparater".

	Namn:Pumpar, fläktar och kompressorer Lärobok för tekniska högskolor.
	Sherstyuk A.N.
	Beskrivning:Boken beskriver grunderna för teori, beräkning och drift av bladmaskiner - pumpar, fläktar och kompressorer.
	Utgivningsåret: 1972

INTRODUKTION
1. Hydraulisk beräkning av rörledningar
1.3. Komplexa rörledningar
1.3.1. Seriekoppling av rörledningar
1.3.2. Parallellkoppling av rörledningar
1.3.3. Komplex grenad rörledning
2. Beräkning av pumpenheten
2.1. Pumpparametrar
2.1.1. Bestämma huvudet på en pumpenhet
2.1.2. Mätning av huvudet på en pumpenhet med hjälp av
apparater
2.1.3. Bestämning av nettoeffekt, axeleffekt,
pumpenhetens effektivitet
3. Klassificering av pumpar
3.1. Dynamiska pumpar
3.1.1. Centrifugalpumpar
3.1.2. Axiella (propeller) pumpar
3.1.3. virvelpumpar
3.1.4. jetpumpar
3.1.5 Luft (gas) hissar
3.2 Kolvpumpar
3.2.1 Kolvpumpar
3.2.2 Kugghjulspumpar
3.2.3 Skruvpumpar
3.2.4 Lamellpumpar
3.2.5 Monteju
3.3 För- och nackdelar med olika typer av pumpar
4. Uppgift för beräkning av pumpaggregatet
Övning 1
4.1. Ett exempel på beräkning av en enkel pipeline
Uppgift 2
4.2. Ett exempel på beräkning av en komplex pipeline
Uppgift 3
4.3. Exempel på beräkning av en pumpenhet
Uppgift 4
4.4. Ett exempel på beräkning och val av en pump för tillförsel av vätska till en sam-
REFERENSER
BILAGA A
APPENDIX B
APPENDIX B

INTRODUKTION

Inom kemisk industri utförs de flesta tekniska processer med deltagande av flytande ämnen. Detta inkluderar råvaror som tillförs från lagret till processanläggningen, det är mellanprodukter som flyttas mellan apparater, installationer, anläggningsverkstäder, det är slutprodukter som levereras i färdigproduktlagrets lagerkapacitet.

Alla vätskors rörelser, både horisontellt och vertikalt, kräver energi. Den vanligaste energikällan för vätskeflöde är en pump. Med andra ord skapar pumpen ett tryckvätskeflöde.

Pumpen är en integrerad del av pumpenheten, som inkluderar sug- och utloppsrörledningar (tryck); käll- och mottagningstankar (eller tekniska apparater); styrrörledningar (kranar, grindar, grindventiler); mätinstrument.

En korrekt vald pump måste ge ett givet vätskeflöde i en given pumpenhet, samtidigt som den arbetar i ett ekonomiskt läge, dvs. i området för maximal effektivitet.

När du väljer en pump är det nödvändigt att ta hänsyn till den pumpade vätskans frätande och andra egenskaper.

1. HYDRAULISK BERÄKNING AV RÖRLEDNINGAR

1.1. Klassificering av rörledningar

Rörledningssystemens roll i ekonomin i vilket land, ett separat företag eller bara en separat ekonomi kan knappast överskattas. Rörsystem är idag den mest effektiva, pålitliga och miljövänliga transporten för flytande och gasformiga produkter. Med tiden ökar deras roll i utvecklingen av vetenskapliga och tekniska framsteg. Endast med hjälp av rörledningar är det möjligt att förena länderna för producenter av kolväteråvaror med konsumentländerna. En stor andel av pumpningen av vätskor och gaser tillhör med rätta systemen för gasledningar och oljeledningar. Rörledningar spelar en betydande roll i nästan alla maskiner och mekanismer.

Enligt deras syfte kännetecknas rörledningar vanligtvis av typen av produkter som transporteras genom dem:

– gasledningar.

- oljeledningar;

- VVS;

- Luftkanaler;

– produktpipelines.

Beroende på typen av rörelse av vätskor genom dem kan rörledningar delas in i två kategorier:

– tryckrörledningar;

– rörledningar utan tryck (gravitation).

I tryckrörledningen är det interna absoluta trycket för det transporterade mediet mer än 0,1 MPa. Rörledningar utan tryck fungerar utan övertryck, rörelsen av mediet i dem tillhandahålls av en naturlig geodetisk lutning.

Beroende på storleken på tryckförlusterna på grund av lokalt motstånd delas rörledningar in i korta och långa.

PÅ i korta rörledningar överstiger eller är tryckförlusten på grund av lokala motstånd 10 % av tryckförlusten längs längden. Vid beräkning av sådana rörledningar måste tryckförlusten på grund av lokala motstånd beaktas. Dessa inkluderar till exempel oljeledningar av volymetriska kugghjul.

Långa rörledningar inkluderar rörledningar där lokala förluster är mindre än 10 % av tryckförlusten längs längden. Deras beräkning utförs utan att ta hänsyn till förluster på grund av lokalt motstånd. Sådana rörledningar inkluderar till exempel vattenledningar, oljeledningar.

Enligt driftschemat för rörledningar kan de också delas in i enkla

och komplex.

Enkla rörledningar är seriekopplade rörledningar av samma eller olika sektioner som inte har några förgreningar. Komplexa rörledningar omfattar rörsystem med en eller flera förgreningar, parallella förgreningar etc.

Enligt förändringen i flödeshastigheten för det transporterade mediet är rörledningar:

- genomresa;

– med resekostnader.

I transitrörledningar dras inte vätska ut när den rör sig, flödeshastigheten förblir konstant, i rörledningar med rörelseflöde varierar flödeshastigheten längs rörledningens längd.

Rörledningar kan också delas in enligt typen av sektion: i rörledningar med runda och icke-cirkulära tvärsnitt (rektangulära, kvadratiska och andra profiler). Rörledningar kan också delas in efter vilket material de är gjorda av: stålrörledningar, betong, plast etc.

1.2. Enkel pipeline med konstant tvärsnitt

Grundelementet i varje rörledningssystem, oavsett hur komplext det kan vara, är en enkel pipeline. En enkel rörledning, enligt den klassiska definitionen, är en rörledning sammansatt av rör med samma diameter och kvalitet på dess innerväggar, i vilken ett transitflöde av vätska rör sig och på vilket det inte finns några lokala hydrauliska motstånd. Tänk på en enkel rörledning med konstant tvärsnitt, med en total längd l och en diameter d, såväl som ett antal lokala motstånd (ventil, filter, backventil).

Ris. 1.1 Schema för en enkel pipeline

Storleken på rörledningssektionen (diameter eller storlek på den hydrauliska radien), såväl som dess längd (längd) på rörledningen (l, L) är de huvudsakliga geometriska egenskaperna hos rörledningen. De viktigaste tekniska egenskaperna hos rörledningen är vätskeflödet i rörledningen Q och trycket H (vid rörledningens huvudanläggningar, d.v.s. i dess början). De flesta andra egenskaperna hos en enkel pipeline är, trots sin betydelse, härledda egenskaper. Eftersom vätskeflödet i en enkel rörledning är transit (samma i början och slutet av rörledningen), är medelhastigheten för vätskan i rörledningen konstant ν = cons’t.

Låt oss skriva Bernoullis ekvation för avsnitt 1-1 och 2-2.

h p,

där z 1, z 2 - avstånd från jämförelseplanet till tyngdpunkterna för de valda sektionerna - geometriskt huvud, m;

		P1, P2					är trycket vid tyngdpunkten för de valda sektionerna, Pa;
		– flödestäthet, kg/m3;
		g är fritt fallacceleration, m/s2;
								- medelhastigheten för flödet i motsvarande sektion
	h p - tryckförlust i rörledningen, m;
								g är det piezometriska huvudet, m;
					2 g - hastighetshuvud, m.

Eftersom rörledningens tvärsnitt är konstant är flödeshastigheten densamma längs hela rörledningens längd, och följaktligen är hastighetstrycken i sektionerna 1-1 och 2-2 lika. Sedan tar Bernoullis ekvation följande form:

					h p.

Tryckförlusten i rörledningen är summan av tryckhöjdsförlusten på grund av friktion och lokalt motstånd, enligt tilläggsprincipen kan tryckförlusten i rörledningen definieras som:

var är friktionskoefficienten; l är längden på rörledningen, m;

d är rörledningens innerdiameter, m:

är summan av lokala motståndskoefficienter.

Storleken på tryckförlusten är direkt relaterad till flödeshastigheten för vätskan i rörledningen.

Således kan tryckförlusten i rörledningen bestämmas

				2gS

Beroendet av den totala tryckförlusten i rörledningen på den volymetriska flödeshastigheten h p f (Q) kallas rörledningens karaktäristik.

I fallet med en turbulent rörelseregim, om man antar en kvadratisk draglag (= cons’t), kan följande uttryck betraktas som ett konstant värde:

Ris. 1.2 Rörledningens egenskaper

1 - karakteristisk för rörledningen i det laminära läget för vätskerörelse; 2 - karakteristisk för rörledningen i turbulent rörelseläge

Det erforderliga huvudet är det piezometriska huvudet i början av pipelinen, enligt Bernoullis ekvation:

H förbrukning			z 2 z 1		h p.

Det erforderliga trycket spenderas således på att lyfta vätskan till en höjd z z 2 z 1, övervinna trycket vid änden av rörledningen och övervinna rörledningens motstånd.

Summan av de två första termerna i formel (1.9) är ett konstant värde, det kallas det statiska huvudet:

Beroendet av det erforderliga trycket i rörledningen på den volymetriska flödeshastigheten för vätskans H-förbrukning f (Q) kallas nätverksegenskaper. Med laminärt flöde är kurvan för det erforderliga trycket en rak linje, med turbulent flöde

1.3. Komplexa rörledningar

Till komplexa rörledningar bör omfatta de rörledningar som inte passar in i kategorin enkla, dvs. komplexa rörledningar inkluderar: rörledningar sammansatta av rör med olika diametrar (seriekoppling av rörledningar), rörledningar med förgreningar: parallellkoppling av rörledningar, rörledningsnätverk, rörledningar

Med kontinuerligt flöde av vätska.

1.3.1. Seriekoppling av rörledningar

När rörledningar är seriekopplade är slutet på den föregående enkla rörledningen samtidigt början på nästa enkla rörledning.

Betrakta flera rör av olika längd, olika diametrar och innehållande olika lokala motstånd, som är seriekopplade (Figur 1.4).

Ris. 1.4 Series rörlayout

Avsnitt ett. Pumps

Kapitel I. Syfte, funktionsprincip och omfattning av pumpar av olika slag
§ 1. Grundparametrar och klassificering av pumpar
§ 2. Schema för enheten och principen för drift av skovelpumpar
§ 3. Schema för enheten och principen för drift av friktionspumpar
§ 4. System av enheten och principen för drift av volumetriska pumpar
§ 5. För- och nackdelar med pumpar av olika slag

Kapitel 2. Arbetsprocess för skovelpumpar
§ 6. Tryck som utvecklas av pumpen
§ 7. Pumpkraft och verkningsgrad
§ 8. Kinematik för vätskerörelse i pumpars arbetskroppar
§ 9. Grundekvationen för pumpen. teoretiskt huvud
§ 10. Inverkan av den faktiska karaktären av vätskerörelsen i pumpens impeller på värdet av det teoretiska trycket
§ 11. Likhet mellan pumpar. Omvandlingsformler och hastighetsfaktor
§ 12. Pumparnas sughöjd
§ 13. Kavitation i pumpar. Tillåtet suglyft

Kapitel 3. Egenskaper och funktionssätt för skovelpumpar
§ 14. Teoretisk. Pumpens egenskaper
§ 15. Metoder för att erhålla pumpars egenskaper
§ 16. Ändring av pumpars egenskaper vid ändring av pumphjulets hastighet och geometriska dimensioner
§ 17. Ostadiga och övergående driftsätt för pumpar

Kapitel 4. Kombination av pumpar och nätverk
§ 18. Rörledningens egenskaper och pumpens faktiska flöde
§ 19. Reglering av driften av pumpar
§ 20. Inverkan av vattenkällans hydrologiska egenskaper och nätverkets designegenskaper på pumparnas driftsätt
§ 21. Parallelldrift av pumpar
§ 22. Sekventiell drift av pumpar
§ 23. Parallelldrift av borrhålspumpar

Kapitel 5. Utformning av pumpar som används för vattenförsörjning och avlopp
§ 24. Centrifugalkonsolpumpar
§ 25. Dubbla inloppscentrifugalpumpar
§ 26. Centrifugala vertikala pumpar
§ 27. Flerstegs centrifugalpumpar
§ 28. Borrhålspumpar
§ 29. Axialpumpar
§ 30. Dynamiska pumpar för avloppsvatten
§ 31. Vattenringpumpar
§ 32. Blåsare
§ 33. Doseringspumpar
§ 34. Vattenstrålepumpar
§ 35. Specialpumpar

Kapitel 6
§ 36. Jordpumpar
§ 37. Centrifugalsandpumpar
§ 38. Murbrukspumpar
§ 39. Betongpumpar
§ 40. Skruva pneumatiska pumpar för cement

Avsnitt två. Pumpstationer

Kapitel 7. Typer av pumpstationer för vattenförsörjning och avloppssystem
§ 41. Utnämning av pumpstationer. Grundläggande krav på deras anläggningar och utrustning
§ 42. Schematiska diagram över pumpstationer
§ 43. Typer av pumpstationer

Kapitel 8. Huvudkraft och hjälputrustning för pumpstationer
§ 44. Sammansättningen av pumpstationernas utrustning
§ 45. Drivmotorer av pumpar av olika slag
§ 46. Avfallshållande anordningar
§ 47. Lås, grindventiler, ventiler
§ 48. Lyft- och transportmekanismer
49 § Utrustning för påfyllning av pumpar, teknisk vattenförsörjning, dränering och dränering
§ 50. Styr- och mätutrustning av pumpstationer
§ 51. Rör och rördelar för kommunikation inom stationen

Kapitel 9. Val av huvudutrustning för pumpstationer
§ 52. Krav på val av konstruktionssätt för drift av pumpstationer
§ 53. Beräkning av driftsätt för pumpstationer
§ 54. Funktioner i vattenhanteringsberäkningar av industriella pumpstationer
§ 55. Bestämning av konstruktionstrycket
§ 56. Val av typ och antal pumpar som ska installeras
57 §
§ 58. Bestämning av drivmotorns effekt

Kapitel 10
§ 59. Specifika egenskaper hos vattenpumpstationer
§ 60. Grundläggande konstruktionslösningar för byggnader av pumpstationer
§ 61. Sugledningar
§ 62. Tryckledningar
§ 63. Placering av pumpenheter och bestämning av pumpstationens byggnads huvuddimensioner
§ 64. Underjordisk del av byggnaden av pumpstationen Grunder och / bärande strukturer
§ 65. Överbyggnaden av pumpstationens byggnad
§ 66. 1:a hissens pumpstationer
§ 67. Pumpstationer II stiger
§ 68. Pumpstationer och anläggningar för uttag av grundvatten
§ 69. Boosterpumpstationer
§ 70. Cirkulationspumpstationer
§ 71. Mobila pumpstationer

Kapitel 11
§ 72. Beteckning av avloppspumpstationer; deras huvudelement
§ 73. Klassificering av avloppspumpstationer; enhetsdiagram
§ 74. Mottagningstankar av avloppspumpstationer
§ 75. Placering av pumpaggregat
§ 76. Funktioner i arrangemanget av sug- och tryckledningar
§ 77. Vattenförsörjning av avloppspumpstationer
§ 78. Anläggningar av avloppspumpstationer
§ 79. Särskilda typer av avloppspumpstationer

Kapitel 12. Elektrisk del av pumpstationer
§ 80. Utrustning för pumpstationers elektriska ekonomi
§ 81. Elscheman
§ 82. Transformatorstationer och ställverk

Kapitel 13
§ 83. Grundläggande element i automationssystem
§ 84. Schematiska diagram över automatisk styrning
§ 85. System av automatiserade pumpaggregat och pumpstationer

Kapitel 14. Drift av pumpstationer
§ 86. Grundläggande bestämmelser i reglerna för teknisk drift av pumpstationer
§ 87. Driftsäkerhetsparametrar och åtgärder för att förbättra dem
§ 88. Avskrivning av pumpstationers utrustning
89 § Underhåll och översyn av utrustning
§ 90. Fältprov av pumpstationsenheter

Kapitel 15. Tekniska och ekonomiska indikatorer för pumpstationer
§ 91. Särskilda tekniska och ekonomiska indikatorer och deras definition
§ 92. Teknisk och ekonomisk jämförelse av alternativ för den designade pumpstationen

Lämna gärna din kommentar till boken!