Расчет водоснабжения поселка и насосной установки (стр. 4 из 5)
4. Расчет насосной установки
1. Определение основных параметров насоса
1.1 Определение производительности насоса
Производительность насоса определяется по следующей формуле:
где Qmax. сут. - максимальный суточный расход воды потребителями поселка (исключая расход на противопожарные нужды), м 3;
Т - продолжительность работы насосной установки (берется с графика водопотребления), ч.
Напор насосной установки зависит от выбранной схемы подачи воды.
Рис.1. Схема насосной установки: 1 - колодец; 2 - приемный клапан с сеткой; 3 - колено; 4 - насос; 5 - обратный клапан; 6 - регулировочная задвижка; 7 - водонапорная башня
Поскольку вода в ВБ находится под атмосферным давлением, то напор определим по следующей зависимости:
где Н0 - геометрическая высота подъемы воды, м;
h- потери напора на линиях всасывания и нагнетания, м.
Геометрическая высота подъема определяется по формуле:
где Zк - геодезическая отметка уровня воды в колодце, м;
Zб - геодезическая отметка уровня ВБ, м.
Потери напора определяются как сумма потерь напора на линиях всасывания и нагнетания:
Поскольку на трубопроводе имеются местные сопротивления, то, согласно принципу наложения потерь, общие потери напора на нем являются алгебраической суммой потерь по длине и потерь напора в местных сопротивлениях и определяются по следующей зависимости:
гдеl - коэффициент гидравлического сопротивления трения; l- длина трубопровода, м; d- диаметр трубопровода, м; åzi- сумма коэффициентов местных сопротивлений.
Выбираем скорость движения для всасывающих линий 1 м/с для диаметров труб от250 до 800 мм.
По выбранной скорости и расходу определяем диаметр трубопровода по формуле:
м А=2,187 
Коэффициент гидравлического сопротивления трения определяем по следующей методике:
Находим число Рейнольдса по формуле:
n - коэффициент кинематической вязкости, м2/с., при
Т. к. Re > 2320 (режим турбулентный), определяем составной критерий:
Где D - абсолютная шероховатость, м
При
= 10…500, коэффициент определяют по формуле Альтшуля (переходная зона): 
Колено (
) - 0,8 м. Приемный клапан с сеткой - 39 м. 
м
Потери напора на линии нагнетания:
Vнаг=1,3…2, 0 м/с
По выбранной скорости и расходу определяем диаметр трубопровода по формуле:
м
м. А=6,959 
м/с
Т.к. Re > 2320 (режим турбулентный), определяем составной критерий:
Где D- абсолютная шероховатость, м, (м.2, стр16, приложение 2)
При = 10…500, коэффициент определяют по формуле Альтшуля (переходная зона):
обратный клапан 32 м.
регулировочная задвижка на линии нагнетания: lэкв=0,6 м
м
Потери напора: 
м
Напор: 
м
3. Выбор насоса для насосной установки
На сводный график полей насосов типа К и КМ (К - насос консольный, КМ - насос консольно-моноблочный) наносим координаты Q и H и находим точку их пересечения. Данная точка лежит в поле насоса К160/30 с частотой вращения n = 1450
| К160/30, DК=168, DВ =50, n =1450 | |||
| Q, м³/ч | H, м | N, кВт | η |
| 36 | 37,5 | 12 | 35 |
| 72 | 38 | 15 | 58 |
| 108 | 37,5 | 18 | 69 |
| 144 | 35 | 20 | 74 |
| 180 | 32 | 22 | 75 |
| 216 | 27 | 24 | 71 |
4. Определение рабочей точки насоса
Для определения рабочей точки строим совместный график характеристики выбранного насоса и суммарной характеристики всасывающего и нагнетающего трубопроводов насосной станции. Характеристику насоса строим по данным насоса, а суммарную характеристику трубопроводов по следующей зависимости:
где АН - удельное сопротивление трубопроводов (характеристика) насосной станции, с2/м5;
где На - напор в т. А, м;
Qа - расход в точке А, м3/с.
5. Определение параметров обточки колеса и мощности насоса
Рабочая точка насоса очень редко совпадает с расчетной. Для того, чтобы обеспечить перевод работы насоса из т. Р в т. А существует несколько способов.
Изменение крутизны характеристики трубопроводов за счет дросселирования потока воды на выходе из насоса задвижкой. При закрытии задвижки кривая Нс пойдет круче.
Изменение заводской характеристики насоса:
а) изменение частоты вращения;
б) подрезание диаметра рабочего колеса
Первый способ наиболее простой, но менее эффективный, т.к снижается к. п. д. установки. Второй способ (а) применяется редко из-за сложности систем регулирования частоты вращения асинхронных электродвигателей, используемых для привода центробежных насосов. В случае 2 (б) сохраняется высокий к. п. д. установки при минимальных издержках на переоборудование установки, следовательно воспользуемся им.
Для расчета параметров насоса при обточке колеса воспользуемся теорией подобия. Если соотношение действительного диаметра к подрезанному обозначить через
(коэффициент обточки), т.е. 
то математическая зависимость между основными показателями насоса будет выглядеть следующим образом: 
Из данной формулы следует, что с уменьшением диаметра колеса, характеристики насоса будут проходить ниже заводских. При определенном значении
одна из характеристик пройдет через т.А. Задача сводится к нахождению значения . Также следует учитывать, что чрезмерная обточка колеса не допускается из-за снижения к. п. д. Пределы обточки принимают в зависимости от коэффициента быстроходности насоса nS: 
Где n- число оборотов рабочего колеса [2, с. 19]
Q- расход насоса, м3/с;
Н - напор насоса, м