|
Полезная информация
-
Насосы LOWARA
Компания «Немен» на протяжение 17 лет сотрудничает с рядом европейских заводов. С 2009 года ООО
«Немен» является официальным представителем компании ITT Lowara на территории России.
ITT Lowara является одним из лидеров на Еропейском рынке насосов для жилищно-коммунального хозяйства и промышленности. Основанная в 1968 году и расположенная в Монтеккио Маджоре (Италия).
Lowara уже более 40 лет поставляет насосы, для разных секторов рынка. В 2008 году было открыто представительство в России.
ITT Lowara предлагает полный ряд насосного оборудования для жилищно-коммунального, промышленного и сельскохозяйственного применения. Для жилищно-коммунального сектора производит насосы для повышения давления, отопления, кондиционирования, противопожарных систем,установки для удаления бытовых и загрязнённых отходов. Для промышленного применения предлагает решения в области очистки и подготовки воды, промышленного моечного оборудования и систем охлаждения станочного оборудования. В области сельского хозяйства представляет насосы для ирригаций сельхоз угодий, садов и парков.
Насосы ITT Lowara изготавливаются из обработанной нержавеющей стали, что позволяет воде оставаться чистой от примесей. Технология лазерной сварки позволяет получить насосы, стойкие к агрессивным соединениям и гарантирует экологически чистый производственный процесс. Передовые системы управления и контроля насосов обеспечивают безопасное, надёжное и экономичное использование воды.
Компания ITT Lowara является одной из ведущих насосных компаний в Западной Европе и с успехом конкурирует с такими известными фирмами как GRUNDFOS, WILO, KSB. В настоящее время ITT Lowara активно завоёвывает Российский рынок.
- Насосы конструкции in-linе
Насосы конструкции in-linе
Насосы с мокрым ротором представлены сериями TLC – TLCB – TLCSOL – TLCK, FLC, EFLC, ECOCIRC. Главной особенностью таких таких насосов является мокрый ротор с подшипниками, омываемыми перекачиваемой жидкостью.
Серия TLC применяется в жилом секторе для циркуляции воды в системах отопления и воздушного кондиционирования. Данная серия имеет производительность до 12 м³/ч, напор до 12 м и предназначена для систем отопления небольших домов. Серию TLCB для применения в жилом секторе, предназначенную для циркуляции горячей воды.
Данная серия аналогична серии TLC и выполнена в бронзовом исполнении. Имеет тот же диапазон производительности и напор.
Серия FLC применяется в гражданском и промышленных секторах, предназначенную для циркуляции воды в системах отопления, воздушного кондиционирования и системах охлаждения. Диапазон производительности - до 80 м³/ч (до 150 м³/ч в сдвоенном исполнении), напор - до 14м.
Серия EFLC для применения в жилищном, гражданском и промышленном секторах, предназначенную для циркуляции воды в системах отопления и воздушного кондиционирования. Двухполюсные двигатели с автоматической системой регулирования рабочей частоты вращения в зависимости от потребностей системы.
Центробежные насосы ин-лайн с сухим ротором с корпусом из чугуна, рабочее колесо из нержавеющей стали AISI 316L, полностью сваренным с использованием лазерной технологии. Подходят для перекачивания горячих или холодных умеренно агрессивных жидкостей. Возможны следующие модели:
FCE-FCTE моноблочный насос, двигатель с удлиненным валом.
FCS-FCTS моноблочный насос с жёсткой муфтой и стандартным двигателем. Диапазон производительности до 330 м³/ч, напор до 89м.
Вертикальные многоступенчатые насосы - высоконадежные и технологически совершенные многоцелевые насосы, способные удовлетворить потребности различных потребителей. Возможно множество различных вариантов конструкции, в моделях с номинальной производительностью 2-4-8-16-33-46-66-92 м³/ч.
- Центробежные консольные насосы
Центробежные консольные насосы
Консольные насосы представлены версиями FHE, FHS, FHF, SHE, SHS, SHF.
Корпус серии FH… выполнен из чугуна, рабочее колесо из нержавеющей стали AISI 316. Разработаны они для перекачивания горячих, холодных и умеренно агрессивных жидкостей.
Корпус и рабочее колесо серии SH… полностью изготовленные из нержавеющей стали AISI 316 в соответствии со стандартом EN 733 (ex DIN 24255). Разработаны для перекачивания горячих, холодных и умеренно агрессивных жидкостей.
FНE и SHE моноблочный насос со специальным электродвигателем с удлиненным валом.
FНS и SHS cо стандартным электродвигателем.
FНF и SHF c промежуточной опорой, гибкой муфтой и стандартным электродвигателем в соответствии EN 733 (ex DIN 24255).
Этот тип насосов применяется для:
• Охлаждения, вентиляции и кондиционирования
• Повышение давления, ирригации
• Промышленные мойки, бассейны
• Охлаждение и кондиционирование
• Промышленность, водоподготовка
• Утилизация тепла, фильтрация воды
• Вспомогательное оборудование, противопожарные системы
Возможные опции:
• исполнение с преобразователем частоты Hydrovar
• исполнение с электродвигателем 1-го класса эффективности для FHS и FHF
• исполнение с 4-хполюсным электродвигателем
• исполнение с бронзовым колесом
- Канализационные насосы
Канализационные насосы
В этом сегменте ITT Lowara представлена сериями DLC, DLS, DLV, DLG.
Все марки серии (DL...) канализационных насосов имеют очень хорошую стоимость и ряд технических преимуществ по отношению к канализационным насосам других фирм. В первую очередь — это двигатели с классом изоляции Н (180 °С). Такие двигатели до этого времени использовались в составе погружных канализационных насосов только одним заводом в мире — Flygt, Швеция (который, кстати, тоже входит в концерн ITT) и сам производит такие двигатели. Остальные производители комплектуют канализационные насосы двигателями с классом изоляции F (150 °С). Двигатели с более высоким классом изоляции выдерживают значительные перегрузки, легче переносят аварийные ситуации, меньше подвержены поломкам.
Все модели погружных канализационных насосов для сточных вод разделены на 4 основные серии в зависимости от конструкции рабочего колеса.
серия DLC комплектуется одно- или двухканальными рабочими колесами повышенной прочности, изготовленными из чугуна с шаровидным графитом. Рабочий диапазон от 10 до 1000 м³/час, напор от 1,5 до 60 м.
серия DLS комплектуется модифицированным закрытым канальным колесом нового типа (известного также под названием «Турботекс»). Специально спрофилированная геометрия рабочего колеса(параллельные боковые грани, повернутые в обратную от потока сторону) обеспечивает лучшие характеристики по сравнению со шнековыми и канальными центробежными насосами, имеющими аналогичные производительности и напоры. Этим достигается высокая эффективность — гидравлический КПД до 80% и самоочистка рабочего колеса. Особенно рекомендуется использовать насосы этой серии для перекачивания сточных вод с длинноволокнистыми включениями. Рабочий диапазон от 40 до 800 м³/час, напор от 2 до 40 м.
серия DLV комплектуется вихревым рабочим колесом. Большой свободный проход позволяет перекачивать жидкость со значительным количеством осадков или включений, при этом лопатки рабочего колеса подвержены значительно меньшему износу в течение эксплуатации, чем у других моделей. Но при использовании колес вихревого типа следует избегать любых признаков кавитации, которая негативно влияет на работоспособность насосов в первую очередь с вихревыми колесами. Лучшей защитой от кавитации будет создание подпора, достаточного для нормальной работы насоса. Практически все насосы этой серии также изготавливаются полностью из нержавеющей стали для использования в агрессивной среде, например, при перекачивании промышленных стоков. Типоряд включает 45 моделей с расходом от 20 до 200 м³/час, напор от 2 до 80 м.
Конструкция насосов всех серий предусматривает также возможность установки датчиков влажности в масляной камере насосов и кожуха охлаждения для «сухого» вертикального или горизонтального монтажа в помещении.
серии DLG — это небольшие фекальные насосы из чугуна с нержавеющим режущим механизмом. Расход данных насосов от 2 до 15 м³/час с давлением до 5 атм. Серия насчитывает 12 моделей и широко применима для небольших промышленных КНС и индивидуального использования.
 |
 |
 |
 |
| Серия DLC |
Серия DLV |
Серия DLG |
Серия DLS |
- Дренажные насосы
Дренажные насосы
Серия DOC – это универсальные, коррозионностойкие и компактные насосы. Возможны три базовые модели мощностью 0.3 до 0.7 кВт. Также доступны версии DOC 7VX с вихревым рабочим колесом и DOC GT с установленным вертикальным поплавковым выключателем. Рабочий диапазон: производительность до 14 м³/час, напор до 11 м.
Серия DIWA - погружные насосы для загрязненной воды, изготовленные из нержавеющей стали AISI 304. Четыре базовые модели от 0.55 до 1.5 кВт номинальной мощности. Рабочий диапазон: производительность до 25 м³/час, напор до 11 м.
Также доступна версия DIWA GT с установленным вертикальным выключателем уровня.
Серия DOMO – изготовленные из нержавеющей стали электрические насосы, выпускаются с двухканальным или вихревым рабочим колесом (DOMO VX).
Разработаны для работы с жидкостями, содержащей частицы до 50 мм в диаметре (35 мм для DOMO 7 и DOMO 7VX). Четыре основные модели номинальной мощностью от 0.55 до 1.5 кВт. Возможны версии с поплавковым выключателем и без него. Рабочий диапазон: производительность до 40 м³/час, напор до 14.5 м.
Так же в этой версии был разработан насос DOMO GRI для перекачивания бытовых стоков, жидкостей, содержащих частицы или волокна, и сточных вод из жилых зданий в основную канализационную систему. Резак на входе в насос размалывает частицы в стоках на мелкие кусочки, которые свободно могут пройти через рабочее колесо и напорные трубопроводы. Опасность засорения или запора значительно снижается, система резака очень просто настраивается.
Производительность до 6.6 м³/час, напор до 25 м.
- HYDROVAR
HYDROVAR
Центробежные насосы часто работают в режиме частичной нагрузки. И именно в таком рабочем режиме частотное регулирование обеспечивает огромную экономию электроэнергии.
Фирма ITT предлагает чаcтотный регулятор HYDROVAR, который возможно устанавливать на все стандартные асинхронные двигатели, совместимые с регулятором частоты. Способ крепления позволяет просто, быстро и дёшево установить HYDROVAR на существующие насосные установки с целью их модернизации.
HYDROVAR обеспечивает:
-Автоматическую настройку выходных параметров насоса на меняющиеся запросы системы.
–Постоянное давление в напорных системах и системах водоснабжения. Возможность отслеживания рабочей кривой замкнутых систем отопления вентиляции.
–Наличие всех функций гидравлического контроля. Поэтому отпадает необходимость в дополнительных приборах контроля.
–Увелечение интервалов между техобслуживаниями благодаря уменьшению пиковых нагрузок на насос.
Развернуть
-
ПНЕВМАТИЧЕСКИЙ ПРИВОД
Описание
Пневматический привод – устройство предназначенное для управления запорным или запорно-регулирующим клапаном в системе.
Пневматический привод преобразует энергию сжатого воздуха во вращательное или поступательное движение. Стандартно пневматический привод работает при давлении воздуха от 3-х до 8 бар, но используется чаще всего давление воздуха от 4-х до 6 бар.
Это обусловлено тем, что давление в 8 бар и выше не всегда возможно гарантировать. Пониженное давление требует большого диаметра поршня или мембраны, для получения необходимого крутящего момента или усилия, следовательно и большего размера самого привода, что ведёт к его удорожанию.
Пневмоприводы бывают двух типов:
- одностороннего действия ( с возвратными пружинами)
- двухстороннего действия
Пневмопривод одностороннего действия может быть:
- нормально-открытый открывает с помощью усилия сжатого воздуха, а закрывает с помощью усилия возвратных пружин.
- нормально-закрытый открывает с помощью усилия пружин, а закрывает с помощью усилия сжатого воздуха.
Пневмопривод двойного действия открывает и закрывает с помощью усилия сжатого воздуха.
Пневматические приводы по заказу комплектуются дополнительным оборудованием:
- соленоидный клапан (или управляющий клапан)
- ручной дублёр
- концевые выключатели
- позиционер
Применение пневмоприводов
Пневматические приводы применяются в металлургической, газовой, нефтяной, нефтеперерабатывающей, нефтехимической, химической отраслях промышленности, в коммунальном хозяйстве, на трубопроводах пара и горячей воды.
Достоинства пневматических приводов
-Пожаро- и взрывобезопасность. Благодаря этому достоинству пневмопривод не имеет конкурентов во взрывоопасных условиях эксплуатации, например в шахтах с обильным выделением метана, в химическом производстве и т.д.
-Надежность работы в широком диапазоне температур, в условиях пыльной и влажной окружающей среды.
-Большой срок службы. -Высокая скорость открытия/закрытия и возможность её регулирования
Диапазон температур
Пневмоприводы работают в диапазоне температур от -20°С до 80°С, но диапазон может быть расширен от -40°С до 120°С при дополнительном выборе специальных подшипников, смазки и уплотнений. Так же в низкотемпературных условиях работы необходимо учитывать появление конденсата. Конденсат может замёрзнуть и заблокировать воздушные магистрали, что приведёт к отключению привода.
Подбор пневмопривода
Для корректного подбора пневмопривода необходимо знать следующие данные:
1. Максимальный крутящий момент (для поворотных клапанов) или усилие которое необходимо оказать на шток (для прямоходных клапанов).
2.Давление в пневмомагистрале которое подводится к приводу. Если давление переодически изменяется, то необходимо брать наименьшее значение.
Для подбора пневмопривода одностороннего действия необходимо максимальный крутящий момент клапана или максимальное усилие, для прямоходных клапанов, увеличить на 30%, затем в таблице усилий приводов в колонке усилие пружины 0° выбирается привод соответствующее данному моменту или усилию, при соответствующем давлении воздуха в пневмомагистрале.
Для подбора пневмопривода двухстороннего действия необходимо максимальный крутящий момент клапана или максимальное усилие, для прямоходных клапанов, увеличить на 20 - 30% и выбрать привод который соответствует этому значению крутящего момента или усилия, при соответствующем давлении воздуха в пневмомагистрале.
Примеры установки пневмоприводов
 
Рис. 1 Клапан с пневмоприводом. Рис. 2 Заслонка поворотная с пневмоприводом
Развернуть
-
РЕГУЛИРУЮЩАЯ АРМАТУРА
Основные понятия регулирующей арматуры.
Регулирующая арматура - это дистанционно управляемое оборудование, которое в зависимости от требований управляющей системы регулирует расход жидкости в управляемом процессе. Поэтому арматура должна обладать определенными свойствами, данными прежде всего конструкцией арматуры и ее дроссельной системы, и так же свойствами управляющего привода. Большое значение имеет проект. Условный проход DN
DN условный (номинальный) проход указывает приблизительный внутренний диаметр в свету входного и выходного штуцеров в мм. В большинстве случаев используются регулирующие вентили с таким же или меньшим внутренним диаметром (при большем перепаде давления на вентиле), чем внутренний диаметр трубопровода. Меньший проход вентиля экономичен прежде всего в трудоёмких процессах, где можно таким образом сэкономить значительные финансовые средства, а трубопровод необходимо снастить редукторами за и перед вентилем. Эти редукции (местные потери) следует учитывать в гидравлическом расчете сети.
Условное давления PN
PN – условное давление (ступень давления)показывает класс давления арматуры. В большинстве случаев в системах отопления согласуется с максимальным рабочем избыточным давлением арматуры, измеряемых в барах. Несмотря на это, следует проверять значение допустимого рабочего избыточного давления, которое указывает изготовитель, так как это значение зависит от рабочей температуры и материала, из которого изготовлены основные детали арматуры. В случае высших температур это значение может упасть до доли PN (например 29, 6 бар для PN 100 и материала 42 2643.1 при 4500С) или, наоборот, быть выше (например, 50 бар для PN 40 и материала 42 2744.5 при температуре ниже 2000С). Для материалов, соответствующих CSN, данные значения установлены стандартом CSN 13 00 10 «Условные давления и рабочие избыточные давления».
Максимальная рабочая температура
Максимальная рабочая температура – это установленная производителем максимальная рабочая температура среды, пригодная для эксплуатации арматуры. Эта температура зависит не только от вышеуказанного PN, но и типа сальника и привода арматуры.
Коэффициент расхода
Условный коэффициент расхода - это первый параметр, типичный для регулирующей арматуры. Его величина обозначает характерный расход через данную арматуру в четко установленных условиях (100%-ом) ходе. С его помощью можно осуществить рачет расхода рабочей среды или потери давления на арматуре в обычных рабочих условиях. Как правило используется коэффициенты Kvs, Avs, Cvs.
Расходная характеристика
Расходная характеристика показывает функциональную зависимость моментального коэффициента расхода от положения затвора регулирующей арматуры. Иначе говоря, это значит, что, например при линейной расходной характеристике в неизменных условиях (прежде всего, напорные соотношения, свойства среды) можно ожидать линейную зависимость между расходом среды и ходом регулирующего вентиля. Обычно производятся вентили с линейной и равнопроцентной расходной характеристикой.
Регулирующее отношение
Регулирующее отношение это отношение между наибольшим и наименьшим коэффициентом расхода. Практически это отношение между наибольшим и наименьшим регулируемыми расходами (иначе в одинаковых условиях).
Неплотность
Часто дискутируемым является значение максимальной неплотности в закрытом соотношении, которое относится так же к характерным параметрам арматуры. У регулирующих вентилей данное значение нередко выражается в процентах максимального расхода (Kvs, Avs, Cvs), причем стандартом IEC 534-4-1982 чётко определены условия испытаний. Если значение неплотности указывается, например, как 0, 01% Kvs, это значит что через данный вентиль в закрытом состоянии протечёт максимально одна сотая процента Kvs (т.е 0,01 Kvs) испытательной жидкости при условиях испытания. Если это значение играет важную роль в эксплуатации оборудования, следует обратиться за информацией об условиях его испытания к конкретному изготовителю или затребовать более высокую плотность, если позволяют технические возможности данного типа арматуры.
Развернуть
-
ПОДЗЕМНЫЙ ПОЖАРНЫЙ ГИДРАНТ
Подземный пожарный гидрант предназначен для отбора воды из подземной водопроводной сети и доставки воды к месту пожара или для питания насоса пожарной машины при тушении пожара , так же их часто используют для мелиорации.
Изготавливается подземный гидрант в соответствии с ГОСТ 8220-85.
Высота выпускаемых гидрантов составляет от 500 мм. до 3500 мм. с шагом 250 мм. Подземный гидрант устанавливают в водопроводной сети на пожарную подставку (ГОСТ 5525) в колодце закрытом крышкой. Так же возможна безколодезная установка гидрантов. В этом случае гидрант засыпается грунтом, так что бы верхняя его часть с резьбой, предназначенная для присоединения пожарной колонки, оставалась доступной.
Сверху устанавливается ковер с люком. (Рис. 1)
Рис.1 схема установки безколодезного гидранта
Так же необходимо уточнить, что безколодезный вид установки применим не для всех видов подземных гидрантов. Подземные гидранты предназначенные для безколодезной установки покрыты специальным покрытием, которое защищает их от коррозии.
Гидрант поставляемый ООО «Немен» тип 8854 подходит, как для установки в колодце, так и для безколодезной установки.
Для отбора воды на гидрант накручивается пожарная колонка (ГОСТ 7499-71) имеющая 2 выходных патрубка для присоединения рукавов.
Техническое состояние гидрантов следует проверять 2 раза в год: весной и осенью.
Гидрант должен быть расположен так, чтобы он находился в укрытии, в которое невозможно проникновение огня и был постоянный, свободный доступ для его применения при возникновении пожара.
Развернуть
-
ШУМ В РЕГУЛИРУЮЩИХ КЛАПАНАХ И БОРЬБА С НИМ
Шум – неотъемлемый фактор, связанный с протеканием среды через клапан. Шум не только вредно влияет на здоровье человека, но и является отображением негативных процессов происходящих внутри клапана, которые снижают работоспособность клапана вплоть до аварийных повреждений. Рабочий шум клапана может иметь следующие источники:
- Механический шум;
- Аэродинамический шум;
- Гидродинамический шум.
Причиной механического шума могут быть механические вибрации внутренних элементов клапана, явление резонанса, неправильный ход подвижных частей, чрезмерные зазоры. Для подавления этого явления применяют конструктивные решения. Механические вибрации можно также ограничить изменением массы тарелки и направлением течения среды.
- Аэродинамический шум
Аэродинамический шум происходит в результате перехода механической энергии течения сжимаемых сред (пар, газ) в акустическую энергию.
Источником шума является рост скорости течения среды в результате ее расширения. При неправильном подборе скорость на выходе из клапана может превышать скорость звука.
Уменьшить уровень шума можно увеличением толщины стенки трубопровода на выходе из клапана и установки на нем шумоизоляции. Однако наиболее эффективным способом борьбы с шумом является применение перфорированных затворов. Это приводит к значительному снижению шума. Главные факторы:
- Уменьшение эффективности перехода механической энергии в акустическую;
- Распад струи на большое количество малых струй приводит к выработке более высокочастотных шумов, которые имеют меньшую энергию и легче подавляются в стенках и шумоизоляции;
- Высокочастотные звуки являются менее вредными для человека.
Следующим способом подавления аэродинамического шума является применение перфорированных плит и расширяющегося диффузора («перехода») на выходе из клапана.
При высоком уровне шума надо использовать все эти методы одновременно.
Следует отметить, что при значительном превышении допустимой скорости потока борьба с шумом любыми техническими средствами становится неэффективна.
- Гидродинамический шум
Гидродинамический шум связан с течением жидкости, а его главные источники:
- Шум воздействия турбулентного потока на внутренние стенки клапана и трубопровода;
- Кавитационный шум;
- Шум вторичного вскипания.
Для избежания шума турбулентного потока надо ограничивать скорость потока в системе. Например, для воды это значение имеет 1 – 1,5 м/с. Никогда не превышать скорость в трубах более 2,5 м/с. Рекомендуемая заводами скорость протекания среды на клапане не должна превышать:
Для воды – до 3 м/сек;
Для насыщенного водяного пара – до 40 м/сек;
Для перегретого пара – до 75 м/сек;
Для сжатого воздуха – до 55 м/сек.
- Кавитация
Кавитация зависит от многих причин (скорость и температура потока, форма регулирующего органа, степень его открытия и т.д.). Кавитация – грозное явление, она может в короткое время вывести клапан из строя. Рассчитать максимально допустимый перепад давления воды на клапане достаточно просто по формуле:
∆Pдоп = K x (P1min - Pw),
где K – коэффициент кавитации, для односедельных клапанов, он равен примерно 0,6.
P1min – принимаемое абсолютное давление до клапана при максимальной температуре протекающей воды.
Pw – абсолютное давление насыщенного пара, которое берётся из таблицы.
| t [°C] |
100 |
102 |
104 |
107 |
111 |
116 |
120 |
127 |
133 |
138 |
143 |
147 |
151 |
| Pw [kPa] |
105 |
110 |
120 |
130 |
150 |
180 |
200 |
250 |
300 |
350 |
400 |
450 |
500 |
Критическое падение давления на клапане, после которого развивается кавитация
∆Pкрит. = 0,75 (P1min - Pw)
Пример:
Определить допустимое падение давления на регулирующем клапане, установленного на подающем трубопроводе сетевой воды в тепловой пункт. Т = 150 °С; P1 = 0,6 МПа (0,7 МПа абc.).
P1 абс. min = 0,7 МПа = 700 кПа
Pw абс. = 0,5 МПа = 500 кПа (из таблицы при 150 °С)
∆Pдоп. = 0,6 (700-500) = 120 кПа = 1,2 бар
∆Pкрит. = 0,75 (700-500) = 150 кПа = 1,5 бар
Увеличить перепад давления на клапане можно устанавливая его на низкотемпературные части системы, например, установив клапан перепада давления на обратный трубопровод сетевой воды, обычно имеющий температуру 70 °С. Продолжая приведенный выше пример:
∆Pдоп. = 0,6 (700-105) = 360 кПа = 3,6 бара
∆Pкрит. = 0,75 (700-105) = 450 кПа = 4,5 бар
Отсюда видно, что при установке клапана перепада давления на обратном трубопроводе перепад на клапане можно увеличить в 3 раза.
Для более точного расчета шумообразования согласно VDMA 24422 (выпуск 5.79) для регулирующих клапанов вводится коэффициент шума Z. Этот коэффициент приводится в технических характеристиках клапанов ряда фирм (Polna, Samson и др.)
Данные из каталога на клапаны ZSN Polna:
| DN |
15 |
20 |
25 |
32 |
40 |
50 |
65 |
80 |
100 |
| Z коэффициент шума |
0,65 |
0,6 |
0,55 |
0,55 |
0,45 |
0,4 |
0,4 |
0,35 |
0,35 |
Тогда формула ∆Pдоп = K x (P1min - Pw) приобретает вид:
∆Pдоп = Z x (P1min - Pw)
Возможна упрощенная проверка на отсутствие кавитации с помощью номограммы приведенной на графике.
Для водяного пара и газов пользуются соотношением:
Где: P1 – давление среды до клапана
P2 – давление среды после клапана
- Вторичное вскипание
Вторичное вскипание происходит в случае резкой потери давления высокотемпературной водой. В результате образуется высокоскоростная водопаровая струя, весьма деструктивно действующая на элементы клапана. Главный способ борьбы с этим явлением заключается в подборе режима работы клапана на стадии проектирования. В случае неизбежности таких режимов надо подбирать перфорированные затворы с направлением движения среды внутрь затвора, тогда образующиеся струи гасят друг друга. И в этом случае весьма эффективно применение многоступенчатых затворов или последовательное снижение давления несколькими регулирующими клапанами.
Еще раз хочется подчеркнуть, что сильный шум при работе арматуры не только вреден для здоровья человека, но и является сигналом о работе системы во вредном для нее режиме.
- График зависимости возникновения кавитации
График зависимости возникновения кавитации
Развернуть
-
РАСЧЕТ РЕГУЛИРУЮЩИХ ВЕНТИЛЕЙ
При расчете регулирующих вентилей необходимо рассмотреть все основные характеристики свойства вентиля. Это касается главных вопросов выбора материала корпуса, материала сальника, определения условного давления и присоединения размеров. Процесс выбора такой же, как и у обычных запорных вентилей. Кроме того, для регулирующей арматуры нужно подобрать соответствующею дроссельную систему с учетом перепада давления и других условий расхода среды через вентиль (кавитация, испарение среды, абразивные включения, течение сжимаемых сред при сверхкритическом перепаде давления и т.д.), а также привод, который в определенной степени влияет на использование вентиля (разгруженный, неразгруженный, прямой, реверсивный). Вышеназванное является главным критерием для выбора конструктивного исполнения вентиля.
Сделав выбор, можем уделить влияние расчету регулирующих свойств вентиля.
Основной функцией регулирующей арматуры является регулирование расхода или потери давления в трубопроводной системе до заданного значения посредством примененного коэффициента расхода. Регулирующая арматура в отрегулированной системе в действительности показывает не то значение коэффициента расхода Kvs, на которое была рассчитана, а такое моментальное значение коэффициента расхода или потерь, которое установлено регулятором после достижения требуемого регулируемого значения. Это значит, что в конкретный момент находится значение коэффициента расхода между нулем (положение закрыто) и условным значение (полностью открыто). Плотность и тонкость регулирования заданы положением рабочей точки на регулирующей характеристике управляемого процесса, значит, как было указано выше, в значительной степени зависит от моментального положения рабочей точки на расходной характеристике регулирующей арматуры и всей системы (значительное влияние авторитета).
Рабочая кривая потребителя протекающей среды, следовательно, зависимость регулируемой величины от расхода среды через потребитель, определяет положение рабочей точки на расходной характеристике системы. В случае, если не существует точной зависимости целесообразно определить, как минимум, три основных рабочих состояния при максимальном, номинальном и минимальном расходе среды.
Гидравлические потери давления всей трубопроводной сети, вычтенные из моментальной доступной разности давления на источнике, определяет при данном отборе доступное давление на регулирующем вентиле, которое будет этим вентилем переработано. Необходимо подчеркнуть, что гидравлическая потеря трубопроводной системы не постоянная, а квадратически зависимая от расхода среды через эту систему. Следует иметь в виду в виду, что характеристика источника тоже не постоянная, но, благодаря внутреннему сопротивлению источника, падает доступный перепад давления на источнике ( высота напора насоса и т.д.). Исходя из вышеуказанного, необходимо уделить большое внимание определению доступного давления на регулирующем вентиле.
В каждом из трех состояний будет другой перепад давления на вентиле, поэтому каждой из них нужно определенно рассчитать Kv коэффициент вентиля. И только после обсуждения всех результатов расчетов можно выбрать Kvs коэффициент вентиля. Но предворительно следует ответить на вопросы:
- Действительно ли требуемый вычислительный расход через вентиль?
- Есть ли необходимость в этом состоянии еще регулировать (повышать расход в зависимости от других регулирующих параметров)?
- Что случится если не будет достигнуто требуемого расхода?
- Где находится рабочая точка ( ход при выбранной характеристике) вентиля при регулировании условного расхода?
- Где располагается рабочая точка вентиля при регулировании максимального количества?
- Реально ли регулировать одним вентилем максимальный и минимальный расход?
- Что случится если не будет способен регулировать минимальное количество?
- Что лучше – не достижение максимального или минимального расходов?
Несмотря на то, что предыдущие вопросы могут показаться опытным специалистам само собой разумеющимися, полезно их задать т.к. в них содержится не только расчет при условных значениях, но и реальное рабочее состояние при частичной загрузке, которое на практике создает проблемы, касающиеся качества регулировки, особенно в горячеводных установках.
И только теперь можем выбрать значение Kvs. В случае необходимости достижения максимального расхода рекомендуем повысить данное значение на 25 до 30%, что включает в себя как возможное минусовое отклонения максимального Kv значения от Kvs (-10%), так и деформацию расходной характеристики (гидравлические потери и падение давления источника, засорение фильтра , авторитет вентиля). Повышения значения Kvs необходимо в случаях, особенно в технологических процессах, когда требуется от оборудования определенная способность выдерживать перегрузки.
В реальной практике отопления, наоборот, чаще рекомендуется выбирать Kvs значение ближайшее низшее, так как нередко не проводятся ни тепловые, ни гидравлические расчеты , напорные и расходные отношения, к сожалению откладываются, причем здесь проявляется тенденция подстраховки. Если первое завышение размеров относительной системы начинается при расчетах тепловых потерь, продолжается при выборе теплоотдающей поверхности, трубопроводной сети, заканчивается источником тепла, то не удивительно, что процентное завышение относительной системы бывает довольно высоким. Кроме того большое влияние на изменения мощности оказывает температура подачи или температурный градиент, чем расход. Поэтому вышеупомянутая подстраховка оказывается лишней.
После выбора Kvs желательно проконтролировать регулирующий диапазон вентиля.
Если отношение
приближается или даже превышает значение теоретического регулирующего отношения вентиля, следует задумать как избежать проблемы с регулированием минимального количества. Прежде всего, следует установить существует ли возможность повышения авторитета вентиля. Существует две возможности: повысить давление источника в области полной мощности или снизить гидравлические потери на трубопроводной трассе. При отсутствии таких возможностей следует использовать более качественный вентиль с высшим регулирующим отношением (при наличии) или решить регулирование минимального количества при помощи меньшего вентиля, параллельно присоединению к главному вентилю (параллельно включенные вентили).
О критериях выбора расходной характеристики уже упоминалось раньше. Прежде всего необходимо позаботиться, что бы регуляция работала хорошо и в полном диапазоне, т.е. чтобы регулирующая характеристика всего управляемого процесса приближалась к идеальной линейной зависимости. Если это не возможно, следует выбрать приоритетное рабочее состояние. Линейная характеристика больше подходит для области высших относительных расходов и при высоком авторитете вентиля, равнопроцентную характеристику, наоборот, целесообразно использовать там, где требуется хорошая чувствительность регулирования при малых относительных расходах и при низшем авторитете вентиля. Параболическая зависимость представляет собой компромисс между обеими вышеуказанными характеристиками.
Развернуть
-
РАСЧЕТ РЕГУЛЯТОРА ДИФФЕРЕНЦИАЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ
Вспомним, что еще в первой половине 90-ых годов 20-го столетия эта арматура проектировалась в соответствии с переделами пропорциональности разных проходов регулятора при заданном расходе. В документации были определенны области применения каждого диаметра в свету для определенного диапазона расхода, которые перекрывались (для определенного расхода можно было выбрать до семи проходов или Kv значений!), проектанты без глубоких теоретических знаний плохо ориентировались в ситуации, что приводило к ошибочным результатам (завышение размеров). В связи с тем, что предел пропорциональности регулятора дифференциального давления в принципе задает отклонение давления от установленного значения, то такая документация заставляла выбрать больший проход, у которого было меньшее отклонение для заданного расхода (меньший предел пропорциональности), что приводило к завышению размеров арматуры. Однако регуляторы дифференциального давления, за редким исключением, не работают как настоящие редукционные вентили, и поэтому очень часто эта арматура работала и работает в области нестабильного давления на выходе, что способствовано почти у всех производителей тем, что под определенным минимальным расходом (разные у каждого изделия) регулятор теряет функцию и при расходах близких к нулю стабилизируется давление перед и за арматурой. По этой причине в некоторой документации содержались рекомендации, чтобы расход, при котором вентиль должен работать, не был ниже 30% расчетного расхода.
Последняя рекомендация зачастую была невыполнимой, особенно в стояках, где расход колеблется в большом диапазоне (в массовом жилищном строительстве - в стояках в кухне и спальне). Хотя бы для частичного улучшения такого состояния стали в проектной документации задавать для каждого прохода три значения расхода, которые были найдены так: регулятор дифференциального давления был установлен на определенное значения дифференциального давления и потом снижали расход до такой степени, пока не достигали отклонения +30% от установленного значения. Таким способом был найден расход Qmin. Для определения расхода Qmax расход повышали до такой степени, пока отклонение давления не достигло -15%. Эти значения расходов были внесены в проектную документацию как диапазон применимости регулятора с условием, что проектант будет рассчитывать вентиль между Qmax и Qn. Благодаря этому появилась какая-то гарантия у относительно качественной арматуры, что даже при сниженном расходе регулятора не попадает в область высших отклонений давления при условии, что не упадет на порядок процент расчетного расхода, т.к. в таком случае регулятор теряет свою функцию и дифференциальное давление на регулирующей арматуре расчет теоретически до бесконечности, практически до значения доступного давления в данном месте. Все стремления производителей были направлены на то, как только можно большее упрощение проектной документации одновременно с ограничение риска несоответствующего расчета. Другими словами, старались свести на минимум риск того, что регулятор при эксплуатации будет работать со слишком малым расходом для данного прохода.
Первый способ расчета состоит в том , что проектант поместит требующий расход между Qmax и Qn у наиболее соответствующего прохода, а тем самым расчет практически готов. Значение дифференциального давления определяется суммой потерь давления всех элементов в защищенной зоне . Следовательно, первый способ расчета предназначен для расчета тех регулятор дифференциального давления, у которых отсутствует определенное давление при нулевом расходе. После этого следует подобрать Kv значение регулятора дифференциального давления, учтенное в гидравлическом расчете сети.
Второй способ расчета исходит из расчета обычного двухходового регулирующего вентиля и предназначен для той арматуры, которая имеет определенное значение дифференциального давления при нулевом расходе (как редукционные вентили). Объясним на примере:
Требуется рассчитать регулятор дифференциального давления по схеме на рисунке имея следующие данные: среда вода, 70О C, статическое давление в точке присоединения 800 kPa (8 бар), доступное давление в точке присоединение ∆pDISP=110 kPa (1,1 бар), потери давления ∆pтрубопровод=10 kPa (0, 1 бар), ∆pпотребитель=20 kPa (0,2 бар), ∆pвентиль=30 kPa (0,3 бар), условный расход QNOM=12 м3. Ч-1.
Потеря давления регулятора дифференциального давления должна быть ∆pRTD=∆pDISP - ∆pSET, где ∆pSET = ∆pвентиль+∆pпотребитель + ∆pтрубопровод и потом ∆pRTD = 110 – (30+20+10) = 50 kPa (0,5 бар). Следовательно Kv значение
Предохранительный припуск на рабочий допуск (только при условии, что расход Q не был завышен) определим как
Kvs=(1,1 до 1,3). Kv = (1,1 до 1,3). 17= 18,7 до 22,1 м3.ч-1
Из серийно производимого ряда Kv значений подберем ближайшее (высшее значение, т.е. Kvs = 20м3. Ч-1, которому в зависимости от конкретного производителя будет соответствовать определенный проход. Далее определим требуемое дифференциальное давление регулятора, которое дано суммой потерь давления защищенного участка ∆pSET = ∆pвентиль+∆pпотребитель+ ∆pтрубопровод = 30+20+10 = 60 kPa (0,6 бар).
Следует заметить, что в регуляторах дифференциального давления не всегда Kv значения производится в рядах, как в обычных регулирующих вентилях (атипичный ход по сравнению с моторной регулирующей арматурой), поэтому целесообразно ознакомиться перед расчетом Kv с конкретными данными регулятора дифференциального давления данного производителя.
Обобщая вышеуказанное, можем сделать следующий вывод относительно общего принципа расчета регуляторов перепада давления:
1) Нельзя завышать размеры регулятора давления и производить расчет «на глаз». Эта рекомендация не обязательна для регуляторов перепада давления LDM (ряды RD 102, RD 103, RD 122), т.к. здесь отсутствует опасность потери функции арматуры при минимальных расходах, тем не менее, сточки зрения экономии и качества следовало бы принять во внимание упомянутую рекомендацию.
2) Если регулятор предназначен для стабилизации перепада давления на термостатических вентилях, давление не должно быть слишком высоким (8 – 10 kPa вполне достаточно)
3) Регулятор должен быть размещен вблизи защищенного потребителя (потребителей)
4) Регулятор должен иметь плавно регулируемое значение дифференциального давления
Здесь очень актуальный п.3), т,к. регуляторы перепада давления ведут себя, как перепускные вентили, в принципе похоже, как часто управляемые насосы. Следовательно, если мы поместим регулятор на пяту объекта, который будет иметь высшую потерю давления внутренней трубопроводной сети, например, несимметрично включенные длинные объекты или объекты с прямоточным включением стояков ( распределение Тихельманна), будем должны установить его и на преодолении потери давления трубопроводной сети, в результате чего могут возникнуть принципиально одинаковые проблемы при сниженном расходе, как и частотно управляемых насосов. С теоретической точки зрения их следовало бы поместить на каждые отопительные приборы (потребитель),но в связи с недостаточной базой деталей и с учетом экономии, на практике помещаем их на пяты стояков, которые являются ближайшей к потребителю узловой точкой.
Преимуществом согласно п.4) является возможность плавного регулирования дифференциального давления. Если у нас в распоряжении будет находиться только регулятор с жестко установленным значение, отклонение которого при низшем расходе вызовет повышение уровня шума системы, то почти не существует возможность упомянутый шум устранить. Если, кроме того, будут завышены размеры регулятора (одновременно объединяться несколько неблагоприятных факторов), мы попадаем в безвыходную ситуацию. Поэтому с технической точки зрения преимуществом является применение плавно настраиваемых регуляторов, где существует возможность снижения перепада давления или точного приспособления к конкретной системе. Таким образом можем приспособить регулятор к системе, а не наоборот, что позволяет с точки зрения давления «посадить» систему ниже.
Развернуть
-
СПЕЦИФИКА РАСЧЕТА ТРЕХХОДОВОГО РЕГУЛИРУЮЩЕГО ВЕНТИЛЯ
Трехходовые регулирующие вентили в настоящее время с успехом используются в решении регулирующих узлов, благодаря их способности смешивать (или распределять) теплоноситель в требующемся соотношении для достижения необходимой температуры. Обычно трехходовая арматура на входах обозначается буквами, вход примарной (первичной)воды обозначается буквой А, труба короткого соединения (обратная ветвь) буквой В, и общий выход (постоянно открытый) АВ. Для беспроблемной функции смешивания следует следить за тем, чтобы А и В не были загружены различным дифференциальным давлением (перепадом давления). В противном случае могут возникнуть проблемы с возможным поворотом течения во входе В а определенных рабочих условиях, что может вызвать частичную или полную потерю смесительной функции.
Трехходовые регулирующие вентили могут использоваться в качестве смесителя или распределителя, если позволяет конструкция, о чем должна свидетельствовать проектная документация производителя.
Расчет трехходового регулирующего вентиля отличается своей спецификой, особенно там, где технологическое включение предполагает нагрузку вода А дифференциальным давлением.
В следующей части мы предлагаем Вашему вниманию способ проектирования и расчета трехходового регулирующего вентиля согласно рис. 2.10., которые часто применяется в связи с простой (кажущейся) в зависимых по давлению присоединениях.
Рис. 2.10. Трехходовой смесительный вентиль, наружный дифференц. давлением.
Для определения проведения трехходового регулирующего вентиля его можно заменить двумя регулирующими вентилями, которые имеют одинаковые Kvs, избирательную характеристику ветвей А и В, а для их общей зависимости хода действительно: hА=1 - hВ1 (см. рис. 2.11).
Рис. 2.11. Замена трехходового смесительного вентиля двумя двухходовыми вентилями.
Для удобства осуществим выведение по упрощенным формулам для вычисления Kv, действительным для воды, следовательно предположим, что константная плотность воды ρ=1000 kg.m-3, предположим развернутый турбулентный паток и возможность возникновения кавитации.
Для указанной схемы действительно следующее:
-система нагружена перепадом давления между подачей и обратным трубопроводом ∆ρz
- давление насоса ∆ρč не зависит от циркуляционного количества (подачи)
-пренебрегаем сопротивлениями подающей части трубопровода между точкой 2 и присоединением обратного трубопровода
-определим размеры вентиля для номинального расхода Q3nom , который должен протекать через систему при полностью закрытой ветви А и полностью открытой ветви В. При таком номинальном расходе потеря давления потребителя, включая трубопровод от точки 4 до точки 2, равна ∆ρsp , потеря давления обратной ветви от точки 2 до точки 4, не считая потери на вентиле 2, равна ∆ρvr. Для вентиля должно быть выполнено условие
При практическом расчете выберем ближайший Kvs коэффициент из предложенного ряда данного типа вентиля.
- значение коэффициентов KvA и KvB – зависимы от хода h вентиля A, как уже было замечено при замене трехходового вентиля двумя двухходовым. Расчет действителен для любой характеристики в обеих ветвях, только при конкретном числовом вычислении следует поставить в формулы правильную функцию, соответствующей выбранной характеристике.
При расчете требуется Kv коэффициенты отдельных ветвей, которые найдем из нормальных параметров цепи, следовательно, из значений расхода Q3nom и перепадов давлений ∆ρsp и ∆ρvr, которые возникнут именно при таком расходе. Значит
Введем правильный Kv коэффициент обратной ветви B KvBred , где последовательно включены коэффициент обратной ветви Kvvr и коэффициент KvB регулирующего вентиля B. Для такого включения действительно: 
Предположим, что при открытии ветви будет давление p2 выше, чем давление p4, следовательно, не произойдет поворот течения в обратной ветви. В связи с этим для отдельных расходов действительно Q3 = Q1 + Q2 и на основании соотношения
получаем
Q3 = Q1 + Q2
Q12 = Kν12 · (p1 - p4)
Q22 = Kν2red2 · (p2 - p4)
Q32 = Kνsp2 · (p3 - p2)
Из схемы вытекают следующие соотношения:
∆ pė = p3 - p4
∆ pč = p1 - p2
p2 = konst
Разумеется, что в данный момент математической модели не зависит вычисление расхода от величины статического давления в системе (здесь предполагается ограничение расхода из-за влияния кавитации). Поэтому упростим систему управления при условии, что p2=0.
Таким образом мы получили систему семи уравнений с семью неизвестными Q1, Q2, Q3, p1, p2, p3, и p4, которая описывает нам течение через систему от начало хода вентиля до точки перехода, при условии, что Q2=0, следовательно Q1= Q3, p4= p2=0. Из вышеприведенных уравнений видно, что точка перехода наступает при ходе h вентиля А, для которого действительно:
Если выбранный Kvs коэффициент трехходового регулирующего вентиля больше, чем значение Kvzv соответствующее точке перехода, то произойдет, при открывании вентиля выше значения хода h, принадлежащего Kv коэффициенту точки перехода Kvzv поворот течения в ветви В. Математическую модель, описывающую поведение системы следует преобразовать:
Q3 = Q1 - Q2
Q12 = KνA2 · (p1 - p4)
Q22 = KνBred2 · (p4 - p2)
Q3č2 = Kνsp2 · (p3 - p2)
∆ pė = p3 - p4
∆ p= = p1 - p2
p2 = konst
Эти семь уравнений описывают поведение системы от значения хода вентиля большего, чем значение, соответствующего Kv коэффициенту точки перехода Kvzv (в соответствии с выбранным значением Kvs и расходной характеристикой ветви А вентиля), до полного открытия.
Приведенные управления можно решить при помощи подобранного числового метода, поскольку точнее решение этой системы очень сложное. Вычислительная программа Вентили 2004, созданной фирмой LDM, решает семь основных типов включения двух и трехходовых вентилей в смесительной или распределительной функции. На следующих рисунках продемонстрировано ее применение для вышерешенного примера. Поступаем в таком порядке:
В программе Вентили 2004 открываем закладку с надписью: Контроль расхода через трехходовой вентиль.
Рис. 2.12. Окно «Контроль расхода через трехходовой вентиль».
Решенному примеру соответствует верхняя схема слева. После того, как окно откроется, появится следующее окно с предварительно определенными значениями, которые можно изменить в зависимости от конкретного случая. Если оставим первоначальное значения, то увидим, что следует определить размеры и проконтролировать смесительный вентиль, чтобы по цепи потребителя протекало номинальное количество (подача) 3 м3.ч-1 при давлении насоса 0,6 бар. При таком расходе у нас уже вычислено сопротивление ветви потребителя 0,4 бар, в обратной ветви 0,05 бар. Цепь нагружена перепадом давления между подачей и обратным течением 0,4 бар. Предполагаем применение смесительного вентиля с линейной характеристикой в обеих ветвях.
Рис. 2.13. Вычисление Kv трехходового вентиля в программе Вентили 2004.
Выполнив щелчок по кнопке Výpočet в соответствии с рис. 2.13 появится новое окно, информирующее о вычисленном значении Kv=7, 75m3.h-1 и предлагающее сделать выбор коэффициента Kvs. Из предложенных значений выбираем значение 10. В нижней части окна увидим вычисленные значение расхода Q1, Q2 и Q3 при отдельных процента хода. Жирно-напечатанный ряд информирует о достижении точки перехода при 57,31% хода (см. рис. 2.14).
Рис. 2.14. Точка перехода для приведенного примера.
Открываем закладку Graf появится географическое изображение расхода через систему, причем значение 100% соответствует не выбранное номинальное значение 3 м3.ч-1, а действительное достигнутое максимальное значение расхода через ветви, т.е. в данном случае Q1макс=4,56 м3.ч-1.
Можем так же убедиться, что значение расхода ветви потребителя нигде не падает ниже требующегося значение Q3 ном.
С таким программным обеспечением можно осуществлять детальный анализ для различных видов и типов арматуры в каждом конкретном случае. Проводя последовательную проверку возможных рабочих состояний, можно обнаружить еще в процессе разработки проектной документации проблемы, которые могли бы возникнуть во время эксплуатации.
Например, можем сравнить уместность отдельной расходных характеристик для данного случая. На рис. 2.15, 2.16 и 2.17 видим постепенное графическое изображение расхода через описанную систему при линейной, равнопроцентной и LDMspline характеристиках в ветви А. Очевидно, что равнопроцентная и LDMspline характеристики для данного случая подходят больше, т.к. позже достигается точка перехода и для регулирования имеется в распоряжении больший диапазоне хода. Кроме того, у LDMspline характеристики в отличие от равнопроцентной не возникает характерное понижение расхода через потребитель в начале хода, расход поддерживается на почти идеальном постоянном значение , что улучшает регулирование подачи тепла в переходной период.
Рис. 2.15. Процесс смешения при линейной характеристике.
Рис. 2.16. Процесс смешения при равнопроцентной характеристике.
Рис. 2.16. Процесс смешения при характеристике LDMspline.
Развернуть
-
ГЕРЦ АРМАТУРЕН (herz armaturen)
-
-
-
|
|
