ГОСТ 33969—2016
Потребление энергии зе вычетом потерь такой системы уплотнения составляет 84 кВт в пер
вую очередь из-за необходимости нагрева и испарения понизителя вязкости в ходе процесса выделения
и очистки продукта, выполняемого с помощью промывки. Альтернативной системой уплотнения для
такого технологического процесса с участием щелока является использование двойного торцового
уплотнения под давлением, что обеспечит циркуляцию чистой затворной жидкости через полость
между внутренним и наружным уплотнением. Использование такого метода уплотнения позволяет
снизить энергопотребление системы уплотнения до 3,9 кВт и дает экономию в 80.1 кВт. Даже если
переход к двойному торцовому уплотнению не оправдан с практической точки зрения, снижение расхо
да промывочной жидкости можно получить с помощью установки втулки с малым зазором или измене
нием места установки уплотнительного кольца. Это позволит снизить расход до 0.4 л/мин при одно
временном снижении энергопотребления на 67 кВт.
В.5 Примеры расчетов основных вариантов снижения энергопотребления для поршневых насосов
В.5.1 Общие положения
По своим характеристикам поршневыенасосы значительно отличаются отцентробежных насосов. Во многих
случаяхпервоначальный выбор в пользутакихнасосовделается именно попричинеихнизкого энергопотребления.
В связи с отличием характеристик поршневых насосов от центробежных, рекомендованная логическая схема
управления отличается от той, которая применима к центробежным насосам.
Технологические требования направлены на оптимизацию энергопотребления с учетом эксплуатационных
характеристик поршневого насоса.
При оценке систем поршневых насосов необходимо учитывать следующее:
a) поршневые насосы, работающие на постоянных оборотах, представляют собой устройства с постоянной
подачей;
b
) подача изменяется при изменении вязкости и давления, вызванных «скольжением», то есть внутренним
перемещением жидкости внутри насоса из области высокого давления в область низкого давления. Скользящий
поток незначительный и может не учитываться при оценке энергоэффективности системы;
c) изменение значения подачи вследствие изменения давления нагнетания проявляется гораздо менее
заметно по сравнению с центробежными насосами;
д) следующие правила применимы к поршневым насосам;
- подача напрямую зависит от частоты вращения:
- потребляемая мощность напрямую зависит от частоты вращения;
- перепад давлений определяется гидравликой системы;
- подача и мощность увеличиваются при повышении вязкости;
е) поршневые насосы нагнетают давление, необходимое системе. Холостой ход и дросселирование не
должны применяться. В целях безопасности необходима установка устройства для сброса давления на выходе из
насоса, что не должно сказываться на энергопотреблении, если размер устройства подобран правильно и отсут
ствует рециркуляция через предохранительный клапан;
f) поршневые насосы несоздаютнапор, аихпараметры рассчитываются непосредственно наосновании раз
ности давлений, а не напора.
Соотношение напор—давление можно рассчитать по формуле:
Р • Н рд 10-".(В.4)
где Р — давление. МПа.
Н — напор, м;
р — плотность, кг/м3;
д — ускорение свободного падения, равное 9,81 м/с2.
Гидравлическая энергия, передаваемая насосом жидкости, рассчитывается по формуле3)
р
„
*
= £
3.
^
6
.
(В-5)
где Pw — гидравлическая энергия. кВт;
Ар — перепаддавлений. МПа.
О — подача насоса. м3/ч.
Электроэнергия, необходимая для поддержания работы насосной системы, рассчитывается по формуле
Р, • P‘v rP ‘-(В.6)
Пи Пр
где Р0— мощность на валу насоса. кВт;
Р/ — внутренние потери мощности, к которым относятся механические потери и потери на трение:
3> Численный коэффициент, равный 3.6. появляется из-за использования нестандартных размерностей
физических величин, входящих в выражение.
24