Технологические особенности использования регулируемого электропривода в водном хозяйстве Текст научной статьи по специальности «Механика и машиностроение»

2. Для применения в серийно выпускаемых ПЧ, возможно синтезировать приближенные квазиоптимальные законы управления, без существенного проигрыша в качестве управления.

Список литературы

1. Браславский И.Я., Костылев A.B., Цибанов Д.В Оптимизация пусковых процессов в системе «реальная сеть-ПЧ-АД» [Текст]: Труды международной пятнадцатой научно-технической конференции «Электроприводы переменного тока». Екатеринбург: ФГАОУ ВПО «УрФУ имени первого Президента России Б.Н.Ельцина» 2012 С.175-178.

2. Браславский И.Я. Энергосберегающий асинхронный электропривод: Учеб. пособие для студ. Высш. Учеб. заведений /И.Я. Браславский, З.Ш. Ишматов, В.Н. Поляков; Под ред. И.Я. Браславского. - М.: Издательский центр «Академия», 2004. - 256с.

3. Браславский И.Я., Костылев A.B., Цибанов Д.В Исследование оптимальных пусковых процессов в системе «реальная сеть-ПЧ-АД» [Текст]: Электротехника №9 за 2012: Москва ЗАО «ЗНАК» С. 35-39.

УДК 621.34: 62.50

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЕ ОСОБЕННОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ РЕГУЛИРУЕМОГО ЭЛЕКТРОПРИВОДА В ВОДНОМ ХОЗЯЙСТВЕ

Б. С. Лезное, В.Б. Чебаное, Н.Б. Лезнов, С.В. Воробьёв, Ю.Б. Исхаков

ООО «Ягорба», Россия, г. Москва, [email protected]

Актуальность работы

Относительно широкое использование регулируемого электропривода в насосных установках, выявило ряд технологических особенностей, которые необходимо учитывать, чтобы обеспечить эффективную и надёжную работу насосных агрегатов. Этими обстоятельствами обусловлена актуальность настоящей работы.

В статье рассмотрены технологические аспекты использования РЭП в системах водоснабжения и канализации. Анализируется работа

центробежных насосов с переменной частотой вращения, рассматри-

-

ных агрегатов, выявляется область использования формул приведения.

Рассмотрена возможность работы насосов с частотой вращения насоса выше номинального значения. Рассмотрено влияние структуры системы подачи и распределения воды и рельефа местности, на которой она находится на режим работы насосов, оснащённых регулируемым электроприводом. Рассмотрены особенности использования регулируемого электропривода в воздуходувных агрегатах станций аэрации очистных сооружений.

Введение

В водном хозяйстве регулируемый электропривод (РЭП) используется, преимущественно, как средство снижения энергопотребления насосных установок. Для тех же целей применяется РЭП в воздухо-

.

Применение РЭП позволяет насосу работать с переменной частотой вращения и приводит его рабочие характеристики в соответствие с переменным режимом водопотребления (водоотведения), что снижает затраты энергии на подачу воды и перекачку стоков. Но режим работы насосов при этом усложняется. Возникает возможность работы агрегатов с низкими значениями КПД, появляется опасность возникновения кавитации, помпажа и т.д.

Чтобы предотвратить работу насосов в опасных и неэкономичных режимах следует учитывать технологические особенности насосов и воздуходувок, работающих с переменной частотой вращения. Эти осо-

.

Допустимое уменьшение частоты вращения насосов, оснащаемых РЭП

Анализ режимов работы центробежных насосов при переменной

-

ведения [1]:

О п

¿-У ном НОМ

а

я..

Н V

N..

п

V ^уаг

N

V. ^уаг У

(1) (2) (3)

2

3

м

п

М„

л

V уаг у

где пном - номинальная частота вращения, об/мин; пуаг - переменная частота вращения, об/мин; Оиом и Оуаг - подача насоса при пном и пуаг , соответственно; Нном и Нгаг - значения напоров насоса при пиом и пуаг соответственно; Ыно„ и Ыуаг - потребляемая насосом мощность при пном и ПуШ. соответственно; Мпом и Муаг - момент сопротивления насоса при

ип„

, соответственно.

С использованием формул приведения пересчитывают характеристики насосов для частот вращения, отличающихся от номинальных значений (рис. 1).

В [1] показано, что формула приведения (2) применима для турбулентного режима и не может быть использована при переходном и ламинарном движении жидкости в насосе, так как в этих режимах потери напора в насосе не пропорциональны квадрату скорости течения жидкости.

Н.

О СЬ<22(110.

Рис. 1. Рабочие параметры шсоса при изменении его частоты вращения 1,2,3 - напорно-расходные характеристики насоса при частоте вращения п1,п2,п3; 4 - характеристика водовода; аьа2,а3-рабочие точки насоса при частоте вращения п!,п2,п3.

Соответственно не могут быть использованы для пересчёта характеристик при переходном и ламинарном движении жидкости формулы (3) и (4), так как мощность насоса и его момент сопротивления зависят от напора:

п

N = 9,8-^— (кВт), ц

М,

= 915— = 9564,75(к!м), (6)

Я ПГ]

где <2 - подача, м3/с; Н - напор, м ;п - частота вращения рабочего колеса, об/мин.

Это положение подтверждается результатами экспериментов и производственных испытаний. При снятии напорно-расходных характеристик Н /(О) крупных центробежных насосов (Д6300-80) в производственных условиях и небольших насосов (ЭЦВ) на стенде замечено, что при частоте вращения пуаг< (0,1-^0,15)птм однозначная зависимость между напором и подачей насоса нарушается.

Вместо параболической кривой на поле О-Н появилась беспорядочная россыпь точек, которая не могла характеризовать зависимость напора насоса от его подачи. Обнаружив это явление, пришлось прибегнуть к комбинированному регулированию. В установке, оснащённой насосами Д6300-80 («НОЛ=740об/мин; <2Н0М = 6300м3/ч; Нном=80 м; Дрк =840 мм), напор до 15 м снижался изменением частоты вращения с помощью РЭП, а от 15 до 1(Н8 м - дросселированием.

Возник вопрос, почему напорно-расходная характеристика насоса теряет форму квадратичной параболы и превращается в аморфную россыпь точек. Случайность это или закономерность? Из последующих рассуждений следует, что это явление закономерно и связано с изменением характера движения жидкости в насосе.

Рабочая часть напорно-расходной характеристики центробежного насоса может быть аппроксимирована уравнением [2,3]:

(7)

нн=нф~ ЗфО

где Нф - фиктивный напор при нулевой подаче, м; О подача. м3/с;

Нф - гидравлическое фиктивное сопротивление насоса, с2/м5.

Значения параметров Н ф и Л'^ для отечественных насосов приводятся в [2, 3] или вычисляются по каталожным характеристикам [4].

Для насоса, работающего с переменной частотой вращения, уравнение (7) имеет вид:

(

н = НА

п„

V

V Пиом У

-ад:

(8)

где ПуагаП - переменное и номинальное значения частоты враще-

ния насоса, соответственно.

Из формулы (7) следует, что расход воды пропорционален частоте вращения насоса:

п

о =0 —^ (9)

х^ном )

п

ном

Соответственно скорость движения воды V, в насосе пропорциональна частоте вращения насоса:

У<=

буаг _ бнам ^уаг

(10)

К Т7 п

1 1 ном

где 0У1„ - расход воды, при пониженной частоте вращения; /•', - площадь сечения тракта, по которому движется вода.

Площадь сечений тракта насоса, по ходу движения воды, увеличивается. Поэтому скорости движения воды в каждый момент времени в разных сечениях различны и, с уменьшением частоты вращения, становится меньше. При некоторых значениях скорости, назовём их граничными Угр меняется характер движения воды. Течение перестаёт

гр

быть чисто турбулентным, потом становится переходным и при очень малых значениях скорости приближается к ламинарному течению.

Характер движения воды определяется числом Рейнольдса (Яе). Для сечения произвольной формы Яс определяется по (11), а для круглых труб по (12):

= (П)

Яе =

V

уа

(12)

V

А

где V- скорость потока, м/с; =— - гидравлический радиус, м; А

I

площадь сечения потока воды, м2; I - длина смоченного периметра сечения канала, м; с1- диаметр трубы, м; V = 0,000001 - кинематическая вязкость воды, м2с.

Потери напора в круглых труб определяются формулой Вейсбаха-Дарси:

/ 1 / 17

/?™=А——, (13)

где Нп

й? 2§

потери давления, м; I - длина трубы, м.

Формула используется и для ламинарного и турбулентного движения воды, но значение коэффициента X для этих видов движения различны (см. табл. 1).

В табл. 1 обращает на себя внимание отсутствие формул для определения коэффициента X при переходном движении воды. Это объясняется тем, что при переходном режиме движения воды, даже для круглой трубы отсутствует закономерность, определяющая потери напора. Очевидно, такая закономерность отсутствует и в насосах, у которых сечение тракта прохождения воды сложней, чем в трубах.

Таблица 1

Определение коэффициента X в зависимости от характера _движения воды в трубах_

Характер течения в трубе Число Рейнолъдса

Ламинарный Re<2300 ^"Re иЛиХл~Ъе (формула Т.М. Байта)

Переходный 2300 <Re<4000 Не рекомендуемый режим работы

Турбулентный 1-й d 4000<Re<10- дэ Аэ- шероховатость ^ ~ (l,81gRe-l,5)2 (формула Конакова П.К.

Турбулентный 2-й 10—<Re<560 d К к Аэ- шероховатость ХТ= 0,1+ — )0'25 (универ- d Re сальная формула Альтщуля А.Д.)

Турбулентный 3-й d Re>560- Аэ Аэ- шероховатость ХТ= ОД 1(—2-)0'25 (упрощенная d формула Ал ып шуля А. Д.)

Следовательно, нарушение однозначной зависимости между

-

рых значений частоты вращения пуаг< (0,1-Ю,15) пном не случайно.

С уменьшением скорости воды в насосе течение перестаёт быть турбулентным, становится неопределённым, квадратичная зависи-

-

бие характеристик насоса. Поэтому работа центробежных насосов на частотах вращения, существенно отличающихся от номинальных значений, не рекомендуется.

Допустимое повышение частоты вращения насосов, оснащаемых РЭП

Регулируемый электропривод позволяет не только снижать, но и

-

го значения. Существуют обстоятельства, когда это необходимо для увеличения подачи и напоров насосов, например в часы максимального разбора воды.

При увеличении частоты вращения увеличивается подача насоса,

напор и потребляемая насосом мощность. Следовательно, электродви-

-

ствующий запас мощности, а корпус насоса и другие элементы насосного агрегата запас механической прочности. Кроме того, возможно

.

Поэтому, насосный агрегат должен быть проверен на допустимость увеличения механических напряжений и вибраций. В любом

-

чения должно быть согласовано с заводами-изготовителями агрегата (насоса, электродвигателя).

Без опаски, можно допускать работу насосов на повышенных частотах вращения, если они предназначены для работы на двух номинальных частотах вращения. Так, например, насосы Д6300-80 предназначены для работы на 600 и 750 об/мин. Такой насос может работать с повышенной частотой в диапазоне 600 : 750 об/мин., если при этом

не будет перегружен электродвигатель. Соответственно, преобразова-

-

.

Зависимость рабочих параметров насоса от частоты вращения рабочего колеса

Подача насоса. Напорно-расходная характеристика центробежного насоса И ДО), работающего с переменной частотой вращения, приближенно описывается уравнением (8):

Из (5) следует, что потери напора в насосе при одной и той же подаче не зависят от частоты вращения. В действительности это не так,

-

ты вращения (пуаг>(0,4^0,6)пном) такое допущение справедливо.

:

где Нс - напор в начале трубопровода; Б - гидравлическое сопротивление трубопровода; Нп - противодавление в трубопроводе,

обусловленное статической высотой водоподъёма.

Из рассмотрения графиков на рис. 1 видно, что пересечение характеристики 4 трубопровода с характеристиками 1, 2, 3 насоса, соответствующих частоте вращения п1,п2,щ, определяет положение рабочих точек насоса аьа2,аъ . Эти точки соответствуют значениям рабочих параметров насоса: напора Н1,Н2,Н3 и подачи (21,{22,{2з ■

Совместным решением уравнений характеристик трубопровода (14) и насоса (5) относительно О получена зависимость подачи насоса от его частоты вращения (15). Из (15) видно, что подача насоса зависит

не только от частоты вращения, но и от отношения

На

. Принимая в

качестве базисных значений ()б,Нб и П зависимость (15) приведена к виду (16):

(-

)2 Нп

Н л,

1-

Ел н„

(15)

(п*)2 Нп Нф

1- <

Нл,

е =

* О * п где {) = — - относительная подача; п —-

{7б ПНОЛ

(16)

- относительная ча-

Не,

- относительный статическии

стота вращения насоса;

напор; Нф = - относительная фиктивная высота подъёма жидко-

Н,-

.

С использованием уравнения (16) вычислены значения подачи

-

п

п

н

щения п и параметра -^г • На рис. 2 построены зависимости О /(п .

Н

Ф

н

н:

-)

При построении графиков на рис.2 приняты значения

К и\

: 1 - 0;

2 - 0,08; 3 - 0,16; 4 - 0,24; 5 - 0,32; 6 - 0,4; 7 - 0,48: 8 - 0,56; 9 - 0,64; 10-0,72.

Представленные кривые показывают, что прямая пропорциональная зависимость подачи от частоты вращения насоса наблюдается

Н*

только при —'-¡- = 0, то есть в системе без противодавления. НФ

Следует отметить, что на режим работы насоса влияет не только противодавление, обусловленное статической высотой водоподъёма, но также противодавление, обусловленное параллельной работой других насосов или давлением в резервуаре, куда подаётся вода, например, в паровом котле.

Напор насоса. Зависимость напора насоса, от его частоты вращения (7 7) получена аналогично тому, как получено уравнение (76):

Н* =Н* + (\ + Н*)

п \ п}

(пУ-^г

Пл.

1

К

н*

(17)

С использованием (7 7) построена графическая зависимость напо-

Н*

ра насоса от его частоты вращения при тех же значений —у- (рис. 3).

нф

При построении этой зависимости принято значение Нф = 1,25,

характерное для многих насосов, предназначенных для подачи чистой воды. Аналогичные зависимости могут быть построены с помощью

(7 7) и для других значений Н ф.

С использованием графиков рис. 3 можно определить значения напора и частоты вращения, при которых насос прекращает оказывать влияние на работу насосной установки, т.е. его подача становится ну-

*

левой, а напор сравнивается с противодавлением. При этом напоре обратный клапан насоса закрывается, а если его нет, начинается движение воды через насос в противоположном направлении. Эти значения напора и частоты вращения определяются координатами точек пересечения графиков Н* = /(и*) с кривой О А рис. 3.

0,2 0,4 0,6 0,8

Рис. 2. Зависимость М*

На,

1,0

2

зк т

6 ?А г

/

г

0,2 0,4 0,6 0,8 1 п*

Рис.3. Зависимость Н*=/(п*,

я!

н

ф

КПД насоса. Изменение КПД в зависимости от частоты вращения насоса определяют с помощью формулы Муди для насосов (18) [1]. После некоторых преобразований получено уравнение (19):

1 —= 1-77!

Г] = 1 -

Б2п

4 2 "2

\ — г\

ном

(Я*)0"36

(18)

(19)

где ?72,и2,/)2 - КПД, частота вращения и диаметр рабочего колеса насоса; 7]1,п1,01 - то же, геометрически подобного насоса; ?]ном -значение КПД при номинальной частоте вращения насоса.

Следует подчеркнуть, что в данной формуле (19) КПД насоса при

номинальной частоте вращения не является номинальным КПД. За

-

стоте вращения насоса. Прочие значения КПД насоса при номиналь-

ной частоте вращения задаются обычно в виде опытных кривых и при.

Зависимость КПД от подачи (Т] = /(())) при постоянной номи-

-

ственных насосов средней и большой мощности (Д и В, соответственно) описывается эмпирической формулой:

*

П =

(20)

Мощности насоса. Мощность, потребляемая насосом, определяет/

ется выражением (5): N — 9,8-. В относительных единицах выра-

Т]

жение (5) имеет вид:

N ОН N = — =

Ыб г,

(21)

Подставляя в (21) значения О . Н , // , получаем выражение для

я!

определения зависимости N =/(п

Я

):

(п

{ ) я!

1-

к

н:

-}х{я;+(1+я:)

(пУ-

н

_п

я:

1-

я'

_п

н*

(22)

1—[1—

(пУ -

я

Н

Ф "12,3

1-

к

я!

На рис. 4 представлены графические зависимости для определения мощности, потребляемой насосом, при изменении частоты враще-

Я*

ния для тех же значений —у-, построенные с использование (22).

Н,

}

1

*

Представленные графики показывают, что реальная зависимость мощности от частоты вращения тем больше отличается от кубической параболы, описываемой формулой приведения, чем больше отношение

н.

и только при Н = О мощность, потребляемая насосом, про-

нф

порциональна частоте вращения в 3-й степени.

Момент сопротивления насоса и его механическая характеристика. Механической характеристикой насоса именуется зависимость момента сопротивления насоса от частоты вращения его рабочего колеса. От вида механической характеристики зависят энергетические показатели привода - потери в приводе и его КПД. Момент сопротивления, кгм, любого механизма определяется выражением (23). Для насоса момент сопротивления в относительных единицах равен (24):

N

=975 — ,

М =

N _ $Н

(23)

(24)

п ц п

где N - мощность, кВт; /7 - частота вращения, об/мин. В развёрнутом виде зависимость момента сопротивления насоса от технологических параметров описывается уравнение (25):

м:={

(п)1-^

Я*

1-

к

*

-1 х{Я +1+Я

Л л

1-

щ

Нл,

}х

1

(25)

п {1-[1-

(пУ-^г

Пл.

1-

к

н

р}

ф

Сти

С использованием уравнения (25), на рис. 5 построены зависимо*

, _ * ^ * Н' Мс=/(и ,-*-).

11 Л.

* *

*

Представленные зависимости показывают отличие механических характеристик насосов от квадратичной параболы, что дает основание представить формулу приведения (4) в более общем виде (26). Уравнение (26) справедливо до тех пор, пока развиваемый насосом напор не сравняется с противодавлением Нп. С этого момента времени подача насоса и его КПД становятся равными нулю, и уравнения (27,28) об-

0

ращаются в неопределенность вида —. частоте вращения (27):

( V

пл

Мх

м,

\П2

что соответствует граничнои

(26)

П

гр

п„

Н.

НА

(27)

где к= 2-ь5.

Меньшие значения £относятся к одиночным насосам, работающим без статического напора, большие - к насосам, работающим с большим противодавлением, обусловленным статическим напором, и противодавлением параллельно работающих насосов. Для насосов систем подачи воды и водоотведения к^З. В питательных насосах котлов Ш, 5 ч-5,0.

ы*

0,8 ■ 0,6 ■ 0,4 ■ 0,2 •

М* 0,8 ■ 0,6 -0,4 ■ 0,2 -

0 0,2 0,4 0,6 0,8

Рис. 4. Зависимость

н:

N =/(П

н

ф

0 0,2 0,4 0,6 0,8

Рис. 5. Зависимость и*

П ,

Граничная частота вращения определяет границу между рабочим и холостым режимами насоса. После уменьшения частоты вращения

*

насоса ниже граничного значения, момент сопротивления изменяется в соответствии с уравнением (28):

+ МТ

(28)

пом J

где М0 - момент сопротивления насоса при закрытой задвижке и номинальной частоте вращения насоса; Мт - момент сопротивления насоса, обусловленный трением в его сальниках и подшипниках (момент трогания).

Момент М0 определяется подстановкой в (26) значения мощности холостого хода насоса и его номинальной частоты вращения. Момент трогания насоса Мт измеряется динамометром. Согласно опытным данным Мт ~(5^-10)% Мном. Номинальный момент сопротивления насоса определяется подстановкой значения номинальных значений мощности и частоты вращения насоса в (26).

Таким образом, механическая характеристика центробежного насоса, работающего с противодавлением, состоит из двух ветвей (рис. 6), одна из которых строится в соответствии с (24) или (25), а другая согласно (27).

м, Н.м м

1000

500

\

\л

п, об/мин

500

Рис. 6. Теоретическая механическая характеристика насоса

Рис. 7. Экспериментальная механическая характеристика насоса

Справедливость полученных уравнений (15^27) подтверждена экспериментально на действующих насосных установках. На рис. 7 представлена механическая характеристика насоса, полученная в результате эксперимента на действующем объекте [4].

2

Частота вращение насоса и кавитация

Чтобы насос работал без кавитации должно соблюдаться условие: NPSHr <NPSHa , (29)

где NPSHr (Net Positive Suction Head-Receiving) - требуемый для насоса положительный нетто-напор на всасывающем патрубке; NPSHa (Net Positive Suction Head-Available) - существующий положительный нетто-напор на всасывающем патрубке насоса.

Зависимость NPSHr от подачи Q для каждого типа насоса зависит от конструкции и задаётся предприятием-изготовителем для номинальных значений частоты вращения насосов в виде графической зависимости NPSHr = f(Q). Пересчёт этой зависимости на другую ча-

:

NPSH

Янн о

NPSH

R var

_ ^ Пном

)2

(30)

Параметр NPSH/^ зависит от характеристик коммуникаций, подводящих воду к всасывающему патрубку насоса. Значение NPSHA определяется уравнением:

Ратм+ (±Нвсас) - АЪ-Р,, (30)

где Ратм - атмосферное давление м; Нвсас - давление воды на всасывающем патрубке насоса. Если уровень воды в приёмном резервуаре выше оси насоса, подставляется (+ Нвсао), если ниже подставляется (-НеСйс)-

НеСас Грез — ГнаС ,

где Грез _ геодезическая отметка минимального уровня воды в приёмном резервуаре, м; Гнас - геодезическая отметка оси насоса, м; ЛИ -потери давления во всасывающих коммуникациях насоса, м:

10? (31)

где 50 - удельное сопротивление всасывающего водовода, с2/мб; I -длина всасывающего водовода, м; <2 - наибольшая подача насоса, м3/с; Рг - давление насыщенных паров воды при наибольшей температуре в данной местности, выраженное в метрах (см. табл. 2).

Таблица 2

Давление насыщенных паров воды в зависимости от температуры, м

T, °C 0 10 20 30 40 50

Pt, М 0,062 0,125 0,238 0,432 0,752 1,25

Из рассмотрения уравнения (30) видно, что с уменьшением частоты вращения требуемое значение NPSHR снижается. Одновременно с уменьшением частоты вращения уменьшается и подача насоса. Поэто-

му графическая зависимость Л'/'Л'//« ДО) , в координатах О-Н, смещается влево и вниз (см. рис. 8, кривые 3 и 4).

На графике рис. 8 представлены рабочие характеристики насоса Д6300-27 при двух значениях частоты вращения: при номинальной пном=730 об/мин и пониженной пном=585 об/мин и характеристика напорного водовода. С использованием зависимостей на рис. 8 покажем, какие осложнения могут возникнуть при понижении частоты вращения насоса.

В исходном состоянии характеристики насоса пересекаются в рабочей точке «с». Из рассмотрения графика видно, что рабочая точка «с» находится справа от кривой 8, то есть за пределами рабочего диапазона подач насоса. Насос работает с подачей <9^=7700 м7ч (2,1 м7с) и напором Н= 17,5 м., а требуется подача (¿,,,=5800 м7ч.

Вернуть насос в рабочий диапазон и обеспечить требуемую подачу можно дросселированием водовода или изменением частоты вращения насоса.

-

жение (6), а рабочая точка насоса займёт положение «а». В этом случае Ос,!=5Н()() м7ч. На =29 м, то есть насос работает практически в номинальном режиме. Однако требуемое давление, определяемое исходной характеристикой водовода (5) при подаче <91Л=5800 м7ч (1,6 м7с), равно Нъ=12 м. Следовательно, насос при дросселировании работает с избыточным напором АН На //,, = 29 - 12=17 м и, следовательно, с потерями мощности.

Рабочий диапазон

1 - характеристика насоса при об N001, 2-»ж(прип"585об мин;

3 - характеристика \PSHp. при п»730 об мин;

4 - то же при п"585 об мин;

$ - исходна* характеристика водовоза 6 - характеристика водовода прп дросселировании 7,8 - границы рабочего диапазона насоса

Рис. 8. Возникновение кавитации при пониженных частотах вращения насоса

Снять избыточный напор можно, если с помощью регулируемого электропривода понизить частоту вращения до птг=585 об/мин. В этом случае, рабочая точка насоса займёт положение «Ь» на пересечении кривых 2 и 5. Тогда насос будет работать с требуемой подачей (^,/,=5 800 м3/ч и необходимым напором Нь = 12 м.

Но в этом случае насос опять выходит за пределы рабочей зоны, поскольку при понижен™ частоты вращения насоса его рабочая точка «Ь» оказывается ниже кривой 8. При этом увеличивается требуемое значение ЫР8Нк. Сравнивая положения кривых 3 и 4, видим, что требуемое значение КРЗНа при подаче <2 = 5800 м3/ч с уменьшением частоты вращения увеличилось, из-за чего появляется риск возникновения кавитации.

В практике применения РЭП в насосных установках такие случаи имели место. При проведении пусконаладочных работ на одном из объектов при работе насоса Д1250-63 на пониженной частоте вращения («уаг~ 1000^-1100об/мин < пном~ 1450 об/мин) с пониженной нагрузкой (/',.,„ 130 кВт < Рном=250 кВт) агрегат был отключён максимальной токовой защитой. Оказалось, что агрегат, хотя и работал на пониженной частоте вращения, но за пределами рабочего диапазона, в зоне возможного возникновения кавитации. После изменения состава работающих насосных агрегатов, а также коррекции настроечных параметров, направленной на удержание рабочей точки насоса в рабочей зоне,

.

В той же системе водоснабжения другой регулируемый насосный агрегат, оснащённый частотным приводом, несколько раз отключался при существенном снижении уровня воды в резервуарах чистой воды (РПВ). Были приняты меры, предотвращающие значительное снижение уровня в РПВ, после чего, отключения прекратились. В последующем насосный агрегат был заглублён, за счёт чего увеличилось значение ОТЗНа , и проблема была решена радикально.

Частота вращения и помпаж насосов

При работе насосов на пониженных частотах вращения может возникнуть «помпаж». Помпаж возникает, когда характеристика насоса пересекает характеристику водовода в двух точках. Такое явление

-

теристикой Н /(О). Лабильной или неустойчивой характеристикой называется такая, которая имеет восходящую и ниспадающую ветвь (рис. 9). Лабильные характеристики свойственны многим насосам: Д1250-65, Д1600-90, Д2000-100, Д4000-95, Д6300-80 и др.

-

.

При лабильных характеристиках H=f(0) при уменьшении частоты вращения появляется риск попадания рабочей точки насоса в зону помпажа. На рис. 9 представлен график совместной работы насоса Д630-90 и водовода. При частоте вращения nvar=960 об/мин характеристика насоса пересекает характеристику водовода в точках «а» и «Ь». По этой причине, при возникновении возмущающих воздействий (изменение водопотребления или напора и т.п.) происходят скачкообразные изменения подачи от Оа =0 до Оъ~ 185 м7ч.

При дальнейшем уменьшении частоты вращения диапазон изменения подач несколько уменьшается, но всё равно образуются две точки пересечения характеристик, и насос по-прежнему скачкообразно изменяет свою подачу. При уменьшении частоты вращения до 920 об/мин характеристика насоса перемещается (положение 3) и развиваемый насосом напор в этом случае оказывается меньше противодавления в системе, поэтому насос прекращает подачу воды в трубопровод. Скачкообразные изменения подачи и напора в насосе сопровождаются гидравлическими ударами. Такое явление носит название - «помпаж». Работа насоса в режиме помпажа недопустима. При прекращении подачи происходит резкое закрытие обратного клапана - происходят механические удары.

Рис. 9. Возникновение помпажа при пониженных частотах вращения насоса

Скачкообразные изменения подачи и напора, резко изменяют потребляемые агрегатом мощность и рабочий ток электродвигателя, что отрицательно сказывается на работе электропривода насоса.

Здесь необходимо указать, что характеристики разветвлённых водопроводных сетей, как показано в [7], существенно отличаются от параболических характеристик, описываемых уравнением (6). В действительности характеристика разветвлённых водопроводных сетей имеет вид облака точек рис. 10, расположенных вокруг кривой, описываемой уравнением (6).

"А58*" ^

» >:-Лш ■р* „

1 ¿Ун^ИР х 2

0 5 10 15 0,м3/с

Рис. 10. Реальная характеристика разветвлённого водовода с промежуточными отборами воды; 1 - усреднённая характеристика водовода; 2 - облако расположения реальных точек характеристики водовода

При такой конфигурации зависимости Нс = ДО) сложно установить чёткие границы области неустойчивой работы насосов. Поэтому, при разработке систем регулирования, оснащаемых регулируемым электроприводом, чтобы не возник помпаж, необходимо ограничивать

.

Критическая частота вращения

При посадке рабочего колеса насоса на вал неизбежно некоторое несовпадение его центра тяжести с осью вала, то есть имеет место эксцентриситет. При вращении насоса из-за эксцентриситета появляются центробежные силы, изгибающие вал в поперечном направлении.

Т - —со(ц> + е) , £

(32)

где О - вес рабочего колеса насоса; g - ускорение силы земного тяготения, м> - прогиб вала в месте посадки рабочего колеса; е - экс.

При совпадении угловой скорости рабочего колеса насоса со и собственной частоты поперечных колебаний вала соС0ц возникает явление резонанса, при котором напряжение в теле вала может достигнуть недопустимой величины.

Критическая угловая скорость о)крит, при которой возникает резонанс равна:

48 EJg

l Q

(33)

где Е - модуль упругости материала, из которого изготовлен вал; J -момент инерции поперечного сечения вала; I - длина вала.

Угловая скорость со связана с частотой вращения п соотношением:

ЖП

СО —-. (34)

30

Соответственно, критическая частота вращения насосного агрега-:

зо™

n

крит

крит

(35)

Ж

Резонанс чаще возникает у агрегатов с длинными валами. Явление резонанса может возникнуть не только при регулировании частоты вращения насоса, но и в процессе пуска, если критическая частота вращения насоса меньше номинальной частоты вращения насоса: пкрит <п

Нежелательна также работа агрегата при второй резонансной гар-

2'

Длительная работа агрегатов при критической частоте вращения

монике, соответствующей пуаг=—Пкрит

не допускается. Но, если пкрит<пном, прохождение этой частоты вращения при пуске насосного агрегата неизбежно. Поэтому при плавном пуске насосного агрегата, диапазон частот, приближающийся к значению пкрит , должен быть пройден как можно быстрей, то есть плавный

-

хождения опасного диапазона.

С учётом степени достоверности способов расчёта пкрит, при разработке технических решений по предотвращению резонанса берётся

запас ± 25 : 30% от пкрит. Для предотвращения работы агрегата в диапа-

-

1

рется ± 10: 15% от -пкрит.

Влияние структуры СПРВ и рельефа местности на режим работы регулируемых насосных агрегатов

В практике отечественного водоснабжения РЭП стал использоваться в 1962 г. [4]. Регулируемым приводом на основе индукторной муфты скольжения был оснащён, один из четырёх насосных агрегатов станции подкачки г. Москвы. Станция подавала воду район питания, не изолированный от остальной водопроводной сети города, то есть работала параллельно с другими насосными станции.

Первые часы эксплуатации показали, что уменьшение частоты вращения насоса сужает зону питании станции подкачки и расширяет зону питания остальных станций. Увеличение частоты вращения насоса расширяло зону питания станции подкачки и сужало зону питания остальных станций.

Стало ясно, что при оснащении регулируемым электроприводом насосных установок, подающих воду в общую водопроводную сеть города, параллельно с другими станциями необходимо:

- или изолировать район питания от остальной сети города;

- или должна быть создана объединённая система управления режимами работы станций, подающих воду в сеть.

В противном случае возникает неконтролируемое перемещение воды по водопроводной сети между насосными установками. При этом одни станции работают в облегчённом режиме, другие с увеличенной нагрузкой. В таких условиях не обеспечивается минимально возможное суммарное потребление энергии насосными установками, годаю-.

Проблема была решена специалистами ООО «Ягорба» и лаборатории автоматизации НИИ «Водгео», разработавшими объединённую систему автоматизированного управления (ОСАУ) нескольких насосных установок, подающих воду в общую водопроводную сеть [4]. Принципиальная схема ОСАУ для двух станций представлена на рис. 11. Подробное описание схемы приведено в [4]. Система введена в эксплуатацию в 2005 г. в г. Северске (Томская область) [4] и успешно

.

Выше показано, что существенное влияние на работу насосов, оказывает противодавление, в том числе, обусловленное разностью

.

По этой причине насосные агрегаты, подающие воду потребителям, расположенным на геодезических отметках, существенно отличающихся друг от друга, должны выделяться в отдельные группы.

Рис. 11. Принципиальная схема ОСАУдля двух статей 1,2 — насосы насосных станций № 1 и №2, соответственно; 3 — задающие устройства; 4 - СПФУ; 5 - частотные преобразователи; б - приводные электродвигатели насосных агрегатов; 7 - датчики давления; 8 - общая водопроводная сеть обеих станций; А - диктующая точка водопроводной сети

Для каждой группы насосов должен выделяться обособленный

район питания. Номинальные рабочие параметры насосов отдельных

-

ной сети своего района питания. Система управления каждой группы насосов должна обеспечивать режим работы, соответствующий графику водопотребления в районе питания и рельефу местности на которой .

Вместе с тем возможна совместная работа нескольких насосных установок, расположенных на разных геодезических отметках и подающих воду в общий район питания. Однако в этом случае каждая

-

чими параметрами, оборудована регулируемым электроприводом, а режимы их работы, должны быть согласованы между собой с использованием ОСАУ, упомянутой выше.

Использование регулируемого электропривода в воздуходувных установках

Для воздуходувок, используемых на очистных сооружениях кана:

- воздуходувки работают с низкой динамической и с большой статической составляющей напора, обусловленной уровнем сточной жидкости в аэротенках;

- воздуходувки обладают лабильными (неустойчивыми) напорно-расходными характеристиками Н=/(2);

- дросселирование воздуходувок в отличие от насосов, осуществляется со стороны всасывания;

- подача смазки мощных (Рном =1250 кВт) воздуходувок типа 75023-4, часто используемых в системах аэрации, осуществляется масло-насосами через коробку отбора мощности основного привода агрегата;

- количество пусков мощных воздуходувок ограниченно, например, допускаемое количество включений-отключений воздуходувок 750-23-4 ограничивается 5 0-ю 5 в год;

- воздуходувки оснащаются длинными валами, для них характерно возникновение резонанса частот. Критическая частота вращения, воздуходувок типа 750-23-4 пкрит «2000-2200 об/мин (при пном=4500 об/мин).

Отмеченные особенности воздуходувок влекут за собой ряд последствий:

- применение регулируемого электропривода для воздуходувных агрегатов с энергетической и экономической точки зрения неэффективно [4];

- регулирование режимов работы воздуходувок следует осуществлять дросселированием всасывающих линий или поворотом направляющих лопаток [8];

- для воздуходувных установок оснащённых большим количеством воздуходувок (8-ь10 единиц) разработан «комбинированный» способ регулирования, предусматривающий поочередное дискретное изменение положения дисков затворов на постоянный угол. При существенном изменении подачи воздуха, изменяется количество работающих агрегатов с помощью устройства плавного пуска [4];

- для установок, с небольшим количеством работающих воздуходувок (2-ьЗ), малой и средней мощности (100-н200 кВт), в целях обеспечения надлежащего технологического режима возможно применение регулируемого электропривода, но без достижения экономического эффекта (длительный срок окупаемости);

- при использовании регулируемого электропривода должна быть обеспечена, независимая от частоты вращения агрегата, смазка узлов воздуходувки, а также исключена работа воздуходувок с длинными

.

Решение об использовании регулируемого электропривода (РЭП) в насосных и воздуходувных установках должно приниматься с учётом

технологических факторов, обусловленных особенностями работы

-

ния рабочего колеса.

Список литературы

1. Товстолес Ф.П. Гидравлика и насосы. Ч. III. Насосы. - М.-Л. ТОНТИ, 1938

2. Ильин В.Г. Расчёт совместной работы насосов, водопроводных сетей и резервуаров. - Киев: Госстройиздат УССР, 1963

3. Белозоров Н.П., Луговской М.В. Расчёт систем водоснабжения с применением вычислительной техники. - М.: Колос, 1973

4. Лезнов Б.С. Энергосбережение и регулируемый привод в насосных и воздуходувных установках. - М.: Энергоатомиздат, 2006

5. Альтшуль А. Д., Киселёв П.Г. Гидравлика и аэродинамика. -М.: Стройиздат, 1975

6. Теплов A.B. Основы гидравлики. - М.-Л.: Энергия, 1965

7. Лезнов Б.С. Характеристики разветвлённых трубопроводов с промежуточными отборами воды // Водоснабжение и санитарная техника. 2007. -№12

8. Березин С.Е. Управление воздуходувками - действенная мера энергосбережения в инфраструктуре водоотведения // Водоснабжение и санитарная техника. 2012. -№3

УДК 62-83-52 + 621.313.33 + 622.233-83

ПОВЫШЕНИЕ ЭФФЕКТИВНОСТИ ЧАСТОТНОГО УПРАВЛЕНИЯ АСИНХРОННЫМИ ЭЛЕКТРОПРИВОДАМИ

B.JI. Кодкин, А. С. Аникин

Южно-Уральский государственный университет (НИУ), Россия, г. Челябинск kodkina2@mail. ru, anikinalex86@mail. ru

С 90-х годов прошлого века стало бесспорным утверждением, что наиболее эффективными электроприводами являются асинхронные электроприводы с частотным управлением. Этому способствовало, с одной стороны, массовое производство высококачественных преобразователей частоты на полностью управляемых силовых транзисторах с

хорошими вычислительными ресурсами, с другой стороны, сохранив-

гателей. В целом, эти положения справедливы до сих пор, несмотря на то, что асинхронные двигатели (АД), предназначенные для частотного управления, существенно превосходят обычные по весу, габаритам и