Politechnika Wrocławska Wrocław, 16.01.2011r.
Wydział Inżynierii
Ochrony Środowiska
Ćwiczenie projektowe
z
Wodociągów
Spis treści
Wstęp…………………………….………………………….………………………………………………4
Przedmiot opracowania……………………………………..…………………………………………4
Zakres opracowania………...………………………………………………………………………….4
Podstawa opracowania…………………………………….…………………………………………..4
Wykorzystane materiały…………………..……………………………………………………………4
Dane ogólne o tłocznym układzie zasilającym…………………………………..…………………..5
Dobór pomp………………………………………………………………………………………………..5
Przyjęcie liczby oraz średnicy przewodu zasilającego………………….………………………….5
Obliczenie wysokości podnoszenia pomp dla założonych strat ciśnienia w pompowni………...7
Dobór pomp……………………………………………………………………………………………..9
Dobór urządzenia do pomiaru natężenia przepływu…………………………………………..….10
Dobór średnic przewodów ssawnych oraz tłocznych…………………………………………….10
Dobór średnic przewodów ssawnych…………………………………………………...…………..12
Dobór średnic przewodów tłocznych…………………………………………………..………..…..13
Dobór urządzenia przeciwuderzeniowego……………………..…………………………………...17
Czas przejścia fali uderzeniowej……………………….……………………………………………17
Przyrost ciśnienia (wysokości uderzenia)……………………….………………………………….18
Bezwzględnie najmniejsze i największe ciśnienie………………………………………….……...18
Warunek zachowania bezpiecznej odległości przy uderzeniu hydraulicznym…………………20
Obliczenie rzeczywistych strat w pompowni………………………………….…………….……..20
Schemat połączeń rurociągów w pompowni………………………………………………...……..20
Obliczenie strat ciśnienia w pompowni……………………………………………………………..20
Określenie rzeczywistej wydajności pompowni………………………….………………………..24
Obliczenie współrzędnych charakterystyki układu pompownia - przewód zasilający - komora zasuw zbiornika………………………………………………………………………………………..24
Określenie rzeczywistej wydajności pompowni……………………………….…………………..24
Obliczenie rzeczywistych strat wysokości ciśnienia w pompowni i w przewodzie zasilającym……………………………………….……………………………………………..……..25
Rzeczywiste wysokości podnoszenia pomp…………………………………………………..…..25
Dobór urządzenia do transportu pomp i silników………………………………………..………..26
Opis techniczny……………………………………………...…………………………………………..27
Załączniki
Wstęp.
Przedmiot opracowania.
Przedmiotem opracowania jest ćwiczenie projektowe z Wodociągów dotyczące zaprojektowania pompowni wody surowej dla potrzeb miasta.
Zakres opracowania.
Niniejsza praca jest próbą zrealizowania ćwiczenia projektowego w oparciu o wydany temat
i podstawowe dane. Opracowanie to zawiera:
część obliczeniową:
obliczenia wysokości podnoszenia pomp,
dobór pomp,
obliczenia urządzenia przeciwuderzeniowego,
dobór urządzenia do pomiaru natężenia przepływu,
część rysunkową:
rysunek koncepcyjny pompowni w skali 1 : 50,
wykres linii ciśnienia na trasie pompownia – ZUW w skali 1 : 200/10000.
Podstawa opracowania.
Podstawą opracowania jest temat wydany wraz z założonymi danymi dla studenta studiów niestacjonarnych II stopnia, … od …, w semestrze zimowym roku akademickiego 2010/2011.
Wykorzystane materiały.
[1] E. W. Mielcarzewicz – „Obliczanie systemów zaopatrzenia w wodę”, Wydawnictwo Arkady,
Warszawa 2000r.,
[2] T. Gabryszewski – „Wodociągi”, Państwowe Wydawnictwo Naukowe, Wrocław 1973r.,
[3] M. Kwietniewski i inni – „Projektowanie elementów systemu zaopatrzenia w wodę”,
Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej, Warszawa 2009r.,
[4] Katalog rur i kształtek z żeliwa sferoidalnego z wykładziną cementową firmy Buderus,
[5] Nomogram według wzoru Colebrock’a-White’a dla k = 0, 0004 m,
[6] Leszczyńska Fabryka Pomp – katalog pomp jednostopniowych monoblokowych PJM,
[7] Fabryka Wodomierzy Apator PoWoGaz S. A. – katalog wodomierzy śrubowych MWN „Nubis”,
[8] Zarządzenie Ministra Budownictwa i Przemysłu Materiałów Budowlanych oraz Ministra
Gospodarki Komunalnej z dnia 20 października 1966r. w sprawie ustanowienia
Normatywu technicznego projektowania pompowni dla wodociągów komunalnych,
[9] DOOSAN – katalog wózków widłowych,
[10] Akwa, NAF-CHECK, KMB STEEL, ASKO-TECH – katalogi armatury.
Dane ogólne o tłocznym układzie zasilającym.
Na wydanym temacie zawarto podstawowe dane niezbędne do wykonania niniejszego ćwiczenia projektowego. Są nimi:
wydajność pompowni: $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 72,5}\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
rzędna terenu pompowni: Rtp=110, 10 m n.p.m.,
rzędna dolnego zwierciadła zbiornika dolnego: Rzdzd=110, 80 m n.p.m.,
rzędna górnego zwierciadła zbiornika dolnego: Rzgzd=113, 40 m n.p.m.,
rzędna terenu przy zbiorniku górnym: Rtzg=118, 90 m n.p.m.,
rzędna dolnego zwierciadła zbiornika górnego: Rzdzg=131, 40 m n.p.m.,
rzędna górnego zwierciadła zbiornika górnego: Rzgzg=135, 00 m n.p.m.,
długość rurociągu tranzytowego: L = 3120, 0 m.
Dobór pomp.
Przyjęcie liczby oraz średnicy przewodu zasilającego.
Do ZUW woda będzie dostarczana tylko jednym przewodem zasilającym. Ponadto założono, że nie będzie on jedynym źródłem dostarczania wody. Ze względów na niezawodność systemu powinien być jeszcze jeden przewód zasilający, który nie będzie analizowany w tym opracowaniu.
Natężenie przepływu wody w przewodzie zasilającym:
Natężenie przepływu wody w przewodzie zasilającym jest równe wydajności pompowni:
$$\mathrm{Q =}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 72,5}\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}\mathrm{= 0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$$
Zalecana prędkość przepływu wody w przewodzie zasilającym:
Zalecana prędkość przepływu wody w przewodzie zasilającym, przy uwzględnieniu strat liniowych ciśnienia na tym rurociągu oraz niezawodności systemu, mieści się w przedziale:
$$\mathrm{v}\mathrm{\in}\left( \mathrm{1,0 \div 2,0} \right)\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$
Dobór średnicy przewodu zasilającego:
$\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{\text{zal}}}}}\mathrm{,\ m}$ [1]
gdzie:
d - średnica przewodu zasilającego, m,
Qp - natężenie przepływu wody w przewodzie zasilającym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
vzal - zalecana prędkość przepływu w przewodzie zasilającym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{zal}}}\mathrm{= 1,40}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,40}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,29}}{\mathrm{4,396}}}\mathrm{= 0,257\ m}$
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{zal}}}\mathrm{= 1,60}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,60}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,29}}{\mathrm{5,024}}}\mathrm{= 0,240\ m}$
Na podstawie katalogu firmy Buderus dobrano rurę kielichową żeliwną z wykładziną cementową o następujących parametrach: [4]
średnica nominalna: DN = 250 mm,
średnica zewnętrzna: dz=274 mm,
grubość ścianki żeliwnej: s1=6, 8 mm,
grubość wykładziny cementowej: s2=4, 0 mm.
Obliczenie średnicy wewnętrznej przewodu zasilającego:
dw=dz2•(s1+s2), m [2]
gdzie:
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, m,
dz - średnica zewnętrzna przewodu zasilającego, dz=274 mm = 0, 274 m,
s1 - grubość ścianki żeliwnej, s1=6, 8 mm = 0, 0068 m,
s2 - grubość wykładziny cementowej, s2=4, 0mm = 0, 0040 m.
dw=0, 2742•(0, 0068 + 0, 0040)=0, 2740, 0216 = 0, 2524 m = 252, 4 mm
Obliczenie rzeczywistej prędkości przepływu wody w przewodzie zasilającym:
$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}^{\mathrm{2}}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ [1]
gdzie:
vrz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie zasilającym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
Qp - natężenie przepływu wody w przewodzie zasilającym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, dw=0, 2524 m.
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet}\left( \mathrm{0,2524} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{0,290}}{\mathrm{0,200}}\mathrm{= 1,45}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$
Obliczenie wysokości podnoszenia pomp dla założonych strat ciśnienia w pompowni.
Obliczenie strat ciśnienia w przewodzie zasilającym:
$\mathrm{h}_{\mathrm{t}}\mathrm{= \lambda \bullet}\frac{\mathrm{L \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2 \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}\mathrm{\bullet g}}\mathrm{,\ m\ }\mathrm{\text{s.w}}\mathrm{.}$ [2]
gdzie:
ht - straty ciśnienia w przewodzie zasilającym, m s.w.,
λ - współczynnik liniowych oporów tarcia przewodu rurowego,
L - długość rurociągu tranzytowego, L = 3120, 0 m,
vrz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie zasilającym, $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{= 1,45}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, dw=0, 2524 m,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}$.
Współczynnik λ obliczono ze wzoru Waldena:
$\frac{\mathrm{1}}{\sqrt{\mathrm{\lambda}}}\mathrm{= 2 \bullet}\log{\left( \frac{\mathrm{6,1}}{\mathrm{\text{Re}}^{\mathrm{0,915}}}\mathrm{+}\frac{\frac{\mathrm{k}}{\mathrm{d}_{\mathrm{w}}}}{\mathrm{3,73}} \right)\mathrm{\text{\ \ \ \ \ \ \ \ \ \ }}}\mathrm{\rightarrow \ \ \ \ \ \ \ \ \ \ \lambda =}\left\lbrack \mathrm{2 \bullet}\log\left( \frac{\mathrm{6,1}}{\mathrm{\text{Re}}^{\mathrm{0,915}}}\mathrm{+}\frac{\frac{\mathrm{k}}{\mathrm{d}_{\mathrm{w}}}}{\mathrm{3,73}} \right) \right\rbrack^{\mathrm{- 2}}$ [2]
gdzie:
λ - współczynnik liniowych oporów tarcia przewodu rurowego,
k - zastępcza chropowatość piaskowa przewodu zasilającego, k = 0, 0004 m,
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, dw=0, 2524 m,
Re – liczba Reynoldsa, którą wyraża zależność:
$\mathrm{Re =}\frac{\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{\bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}}{\mathrm{\nu}_{\mathrm{10}}}$ [2]
gdzie:
Re – liczba Reynoldsa,
vrz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie zasilającym, $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{= 1,45}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, dw=0, 2524 m,
ν10 - współczynnik lepkości kinematycznej wody w temperaturze 10oC, $\mathrm{\nu}_{\mathrm{10}}\mathrm{= 1,31 \bullet}\mathrm{10}^{\mathrm{- 6}}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{s}}$.
$$\mathrm{Re =}\frac{\mathrm{1,45 \bullet}\mathrm{0,2524}}{\mathrm{1,31 \bullet}\mathrm{10}^{\mathrm{- 6}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{0,36598}}{\mathrm{1,31 \bullet}\mathrm{10}^{\mathrm{- 6}}}\mathrm{= 279374}$$
$$\mathrm{\lambda =}\left\lbrack \mathrm{2 \bullet}\log\left( \frac{\mathrm{6,1}}{\left( \mathrm{279374} \right)^{\mathrm{0,915}}}\mathrm{+}\frac{\frac{\mathrm{0,0004}}{\mathrm{0,2524}}}{\mathrm{3,73}} \right) \right\rbrack^{\mathrm{- 2}}\mathrm{= 0,022799908}\mathrm{\cong}\mathrm{0,02280}$$
$$\mathrm{h}_{\mathrm{t}}\mathrm{= 0,02280 \bullet}\frac{\mathrm{3120,0 \bullet}\left( \mathrm{1,45} \right)^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2 \bullet}\mathrm{0,2524 \bullet 9,81}}\mathrm{= 0,02280 \bullet}\frac{6559,80}{\mathrm{4,952088}}\mathrm{= 30,20\ m\ }\mathrm{\text{s.w}}\mathrm{.}$$
Spadek hydrauliczny:
obliczony:
$$\mathrm{i =}\left( \frac{\mathrm{h}_{\mathrm{t}}}{\mathrm{L}} \right)\mathrm{\bullet 1000 =}\left( \frac{\mathrm{30,20}}{\mathrm{3120,0}} \right)\mathrm{\bullet 1000 = 9,68}\frac{\mathrm{o}}{\mathrm{\text{oo}}}$$
odczytany z nomogramu Colebrock’a - White’a [5] dla wartości: $\mathrm{k = 0,0004\ m,\ }\mathrm{Q = 72,5\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$
i ⌀250 mm:
$$\mathrm{i = 10,0}\frac{\mathrm{o}}{\mathrm{\text{oo}}}$$
Obliczenie geometrycznej wysokości podnoszenia pomp:
Hg max=Rzgzg − Rzdzd
Hg min=Rzdzg − Rzgzd
gdzie:
Hg max - maksymalna geometryczna wysokość podnoszenia pomp, m,
Rzgzg - rzędna górnego zwierciadła zbiornika górnego, Rzgzg=135, 00 m n.p.m.,
Rzdzd - rzędna dolnego zwierciadła zbiornika dolnego, Rzdzd=110, 80 m n.p.m.,
Hg min - minimalna geometryczna wysokość podnoszenia pomp, m,
Rzdzg - rzędna dolnego zwierciadła zbiornika górnego, Rzdzg=131, 40 m n.p.m.,
Rzgzd - rzędna górnego zwierciadła zbiornika dolnego, Rzgzd=113, 40 m n.p.m..
Hg max=135, 00110, 80 = 24, 20 m
Hg min=131, 40113, 40 = 18, 00 m
Obliczenie wysokości podnoszenia pomp:
Hp max=Hg max+ht+hp
Hp min=Hg min+ht+hp
gdzie:
Hp max - maksymalna wysokość podnoszenia pomp, m,
Hg max - maksymalna geometryczna wysokość podnoszenia pomp, Hg max=24, 20 m,
ht - straty ciśnienia w przewodzie zasilającym, ht=30, 20 m s.w.,
hp - strata wysokości ciśnienia w pompowni, założono hp=2, 50 m,
Hp min - minimalna wysokość podnoszenia pomp, m,
Hg min - minimalna geometryczna wysokość podnoszenia pomp, Hg min=18, 00 m.
Hp max=24, 20+30, 20 + 2, 50 = 56, 90 m
Hp min=18, 00+30, 20 + 2, 50 = 50, 70 m
Dobór pomp.
W projektowanej pompowni założono współpracę dwóch pomp. Przyjęto również jedną rezerwową tego samego typu. Wydajność jednej pompy wynosi:
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{2}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{72,5 \bullet 3,6}}{\mathrm{2}}\mathrm{= 130,5\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$$
Uwzględniając wyliczone wysokości podnoszenia pomp oraz wydajność jednej pompy, przyjęto z katalogu Leszczyńskiej Fabryki Pomp [6] pompę jednostopniową monoblokową typu 80 PJM 250 DMc 30, 0 2900, gdzie poszczególne dane oznaczają:
80 – średnica króćca tłocznego, mm,
PJM – typoszereg pomp, takie pompy stosowane są do tłoczenia wody czystej, zimnej, wodociągowej,
250 – średnica wirnika, mm,
DMc – dławnica mechaniczna,
30, 0 – moc silnika, kW,
2900 – ilość obrotów silnika, min−1.
Ponadto, jedna pompa wraz z silnikiem ma masę 308, 0 kg. Szacowana sprawność takiej pompy przy zadanych warunkach pracy wynosi η = 69, 0 %. Jej wymiary to 57, 0x94, 5cm. Wszelkie dane na postawie katalogu Leszczyńskiej Fabryki Pomp [6] dotyczące dobranej pompy dołączono do niniejszego opracowania pompowni.
W poniższej tabeli 1 zestawiono współrzędne charakterystyki dla wybranej pojedynczej pompy, jak również dla całego układu pracujących pomp.
Tabela 1 Współrzędne charakterystyki dobranej pompy oraz całego układu pompowego.
| Wybrany punkt pracy pomp | |
|---|---|
| 1 | |
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$$ |
115,0 |
ηQ1p, % |
73,3 |
$$2 \bullet \mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$$ |
230,0 |
Hp, m |
60,50 |
Dla takich współrzędnych charakterystyki pracy jednej pompy oraz całego układu pomp sporządzono wykres doboru pomp (Wyk. 1), który dołączono do projektu.
Dobór urządzenia do pomiaru natężenia przepływu.
Na przewodzie zasilającym umieszczono aparaturę kontrolno - pomiarową w postaci odpowiednio dobranego wodomierza. Uwzględniając wydajność pompowni w ilości $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 72,5}\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}\mathrm{= 261,0}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$, przyjęto wodomierz śrubowy MWN „Nubis” do wody zimnej, który produkuje firma Fabryka Wodomierzy Apator PoWoGaz S. A.. [7]
Parametry, jakimi odznacza się dobrany wodomierz są następujące:
nominalny strumień przepływu - $\mathrm{q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 150}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
maksymalny strumień objętości (chwilowy) - $\mathrm{q}_{s}\mathrm{= 600}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
maksymalny roboczy strumień objętości - $\mathrm{400}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
średnica nominalna – DN = 150mm,
długość – L = 300mm,
strata ciśnienia na wodomierzu przy $\mathrm{Q = 310,0}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}\mathrm{= 0,08611\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$ wynosi hw=1,0 m,
współczynnik strat miejscowych na dobranym wodomierzu wynosi:
$\mathrm{k}_{\mathrm{w}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{h}_{\mathrm{w}}}{\mathrm{Q}^{\mathrm{2}}}$ [1]
gdzie:
kw - współczynnik oporności wodomierza, $\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
hw - strata ciśnienia na wodomierzu, hw=1, 0 m,
Q – chwilowy maksymalny strumień objętości, $\mathrm{Q = 310,0}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$.
$$\mathrm{k}_{\mathrm{w}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{h}_{\mathrm{w}}}{\left( \frac{\mathrm{Q}}{\mathrm{3600}} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{1,0}}{\left( \frac{\mathrm{310,0}}{\mathrm{3600}} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{= 134,86}\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$$
Karta katalogowa dobranego wodomierza śrubowego MWN „Nubis” została dołączona do niniejszego opracowania. [7]
Dobór średnic przewodów ssawnych i tłocznych.
W celu określenia wielkości strat rzeczywistych ciśnienia w pompowni drugiego stopnia, należy wpierw zaprojektować średnice rurociągu ssawnego i tłocznego, a następnie określić rzeczywiste prędkości w tych przewodach wg normy [8].
Obliczenia strat ciśnienia i dobór kształtek na przewodach przeprowadzono zgodnie
z poniższym schematem:
Dobór średnic przewodów ssawnych.
Na zamieszczonym schemacie pompowni na stronie 11, przewody ssawne pompowni ilustruje odcinek 1-2. Przewody te dla wszystkich pomp będą miały taką samą średnicę i zastosowano te same kształtki z katalogu [4].
Natężenie przepływu wody w pojedynczym przewodzie ssawnym:
Natężenie przepływu wody w pojedynczym przewodzie ssawnym jest równe połowie wydajności pompowni, ze względu na fakt pracy pompowni, podczas której pracuje tylko 2 pompy
a pompa rezerwowa jest wyłączona.
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{2}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{72,5}}{\mathrm{2}}\mathrm{= 36,25\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}} = 0,03625\ \frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$$
Na podstawie normy [8] zaleca się następujące prędkości przepływu wody dla przewodów ssawnych:
$\mathrm{v}_{\mathrm{s}}\mathrm{= 0,8 \div 1,2\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀<250 mm,
$\mathrm{v}_{\mathrm{s}}\mathrm{= 1,0 \div 1,5\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀≥250 mm.
Średnicę przewodu ssawnego oblicza się z wzoru:
$\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ zal}}}}}\mathrm{,\ m}$ [1]
gdzie:
d - średnica przewodu ssawnego, m,
Q1p - natężenie przepływu wody w przewodzie ssawnym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{= 0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
vs zal - zalecana prędkość przepływu w przewodzie ssawnym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ zal}}}\mathrm{= 0,90}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet 0,90}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{2,826}}}\mathrm{= 0,227\ m}$
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ zal}}}\mathrm{= 1,20}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,20}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{3,768}}}\mathrm{= 0,196\ m}$
Na podstawie katalogu firmy Buderus dobrano rurę kołnierzową żeliwną z wykładziną cementową o następujących parametrach: [4]
średnica nominalna: DN = 200 mm,
średnica zewnętrzna: dz=222 mm,
grubość ścianki żeliwnej: s1=8, 4 mm,
grubość wykładziny cementowej: s2=4, 0 mm.
Obliczenie średnicy wewnętrznej przewodu ssawnego:
dw=dz2•(s1+s2), m [2]
gdzie:
dw - średnica wewnętrzna przewodu ssawnego, m,
dz - średnica zewnętrzna przewodu ssawnego, dz=222 mm = 0, 222 m,
s1 - grubość ścianki żeliwnej, s1=8, 4 mm = 0, 0084 m,
s2 - grubość wykładziny cementowej, s2=4, 0mm = 0, 0040 m.
dw=0, 2222•(0, 0084 + 0, 0040)=0, 2220, 0248 = 0, 1972 m = 197, 2 mm
Obliczenie rzeczywistej prędkości przepływu wody w przewodzie ssawnym:
$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}^{\mathrm{2}}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ [1]
gdzie:
vs rz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie ssawnym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
Q1p - natężenie przepływu wody w przewodzie ssawnym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{= 0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu ssawnego, dw=0, 1972 m.
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet}\left( \mathrm{0,1972} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{0,122}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$
Wyznaczona prędkość rzeczywista na przewodzie ssawnym mieści się w zakresie zalecanych prędkości przepływu wody dla przewodów ssawnych.
Dobór średnic przewodów tłocznych.
Na zamieszczonym schemacie pompowni na stronie 11, przewody tłoczne pompowni ilustrują odcinki 2-3 i 3-4. Odcinek 3-4 jest przewodem zasilającym.
Natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym – odcinek 2-3:
Natężenie przepływu wody w pojedynczym przewodzie tłocznym na odcinku 2-3
jest równy połowie wydajności pompowni, ze względu na fakt pracy pompowni, podczas której pracuje tylko 2 pompy, a pompa rezerwowa jest wyłączona.
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{2}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{72,5}}{\mathrm{2}}\mathrm{= 36,25\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}} = 0,03625\ \frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$$
Na podstawie normy [8] zaleca się następujące prędkości przepływu wody dla przewodów tłocznych:
$\mathrm{v}_{t} = 1,0\mathrm{\div 1,5\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀<250 mm,
$\mathrm{v}_{\mathrm{t}}\mathrm{= 2,0 \div 2,5\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀≥250 mm.
Średnicę przewodu tłocznego na odcinku 2-3 oblicza się z wzoru:
$\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}}{\mathrm{\pi}\mathrm{\bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}}}\mathrm{,\ m}$ [1]
gdzie:
d - średnica przewodu tłocznego, m,
Q1p - natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{= 0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
vt zal - zalecana prędkość przepływu w przewodzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}\mathrm{= 1,10}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,10}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{3,454}}}\mathrm{= 0,205\ m}$
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}\mathrm{= 1,20}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,20}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{3,768}}}\mathrm{= 0,196\ m}$
Na podstawie katalogu firmy Buderus dobrano rurę kołnierzową żeliwną z wykładziną cementową o następujących parametrach: [4]
średnica nominalna: DN = 200 mm,
średnica zewnętrzna: dz=222 mm,
grubość ścianki żeliwnej: s1=8, 4 mm,
grubość wykładziny cementowej: s2=4, 0 mm.
Obliczenie średnicy wewnętrznej przewodu tłocznego na odcinku 2-3:
dw=dz2•(s1+s2), m [2]
gdzie:
dw - średnica wewnętrzna przewodu tłocznego, m,
dz - średnica zewnętrzna przewodu tłocznego, dz=222 mm = 0, 222 m,
s1 - grubość ścianki żeliwnej, s1=8, 4 mm = 0, 0084 m,
s2 - grubość wykładziny cementowej, s2=4, 0mm = 0, 0040 m.
dw=0, 2222•(0, 0084 + 0, 0040)=0, 2220, 0248 = 0, 1972 m = 197, 2 mm
Obliczenie rzeczywistej prędkości przepływu wody w przewodzie tłocznym na odcinku 2-3:
$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}^{\mathrm{2}}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ [1]
gdzie:
vt rz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
Q1p - natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{1p}}\mathrm{= 0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu tłocznego, dw=0, 1972 m.
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{0,03625}}{\mathrm{3,14 \bullet}\left( \mathrm{0,1972} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{0,145}}{\mathrm{0,122}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$
Wyznaczona prędkość rzeczywista na przewodzie tłocznym na odcinku 2-3 mieści się
w zakresie zalecanych prędkości przepływu wody dla przewodów tłocznych.
Natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym – odcinek 3-4:
Natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym na odcinku 3-4 jest równe wydajności pompowni, ze względu na fakt pracy pompowni, podczas której pracuje tylko 2 pompy, a pompa rezerwowa jest wyłączona.
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 72,5\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}\mathrm{= 0,0725\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$$
Na podstawie normy [8] zaleca się następujące prędkości przepływu wody dla przewodów tłocznych:
$\mathrm{v}_{t} = 1,0\mathrm{\div 1,5\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀<250 mm,
$\mathrm{v}_{\mathrm{t}}\mathrm{= 2,0 \div 2,5\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ dla ⌀≥250 mm.
Średnicę przewodu tłocznego na odcinku 3-4 oblicza się z wzoru:
$\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{\pi}\mathrm{\bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}}}\mathrm{,\ m}$ [1]
gdzie:
d - średnica przewodu tłocznego, m,
Qp - natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
vt zal - zalecana prędkość przepływu w przewodzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}\mathrm{= 1,40}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,40}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,29}}{\mathrm{4,396}}}\mathrm{= 0,257\ m}$
Dla $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ zal}}}\mathrm{= 1,50}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$: $\mathrm{d =}\sqrt{\frac{\mathrm{4 \bullet 0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet 1,50}}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{0,29}}{4,71}}\mathrm{= 0,248\ m}$
Na podstawie katalogu firmy Buderus dobrano rurę kołnierzową żeliwną z wykładziną cementową o następujących parametrach: [4]
średnica nominalna: DN = 250 mm,
średnica zewnętrzna: dz=274 mm,
grubość ścianki żeliwnej: s1=9, 0 mm,
grubość wykładziny cementowej: s2=4, 0 mm.
Obliczenie średnicy wewnętrznej przewodu tłocznego na odcinku 3-4:
dw=dz2•(s1+s2), m [2]
gdzie:
dw - średnica wewnętrzna przewodu tłocznego, m,
dz - średnica zewnętrzna przewodu tłocznego, dz=274 mm = 0, 274 m,
s1 - grubość ścianki żeliwnej, s1=9, 0 mm = 0, 0090 m,
s2 - grubość wykładziny cementowej, s2=4, 0mm = 0, 0040 m.
dw=0, 2742•(0, 0090 + 0, 0040)=0, 2740, 026 = 0, 248 m = 248, 0 mm
Obliczenie rzeczywistej prędkości przepływu wody w przewodzie tłocznym na odcinku 3-4:
$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}}{\mathrm{\pi \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}^{\mathrm{2}}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ [1]
gdzie:
vt rz - rzeczywista prędkość przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
Qp - natężenie przepływu wody w przewodzie tłocznym, $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu tłocznego, dw=0, 248 m.
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{4 \bullet}\mathrm{0,0725}}{\mathrm{3,14 \bullet}\left( \mathrm{0,248} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{0,290}}{\mathrm{0,193}}\mathrm{= 1,50}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$
Wyznaczona prędkość rzeczywista na przewodzie tłocznym na odcinku 3-4
mieści się w zakresie zalecanych prędkości przepływu wody dla przewodów tłocznych.
Dobór urządzenia przeciwuderzeniowego.
W przypadku gdy nastąpi nieoczekiwany brak dostawy energii elektrycznej, pompowana woda rurociągiem tranzytowym wróci grawitacyjnie do pompowni. Jest to niebezpieczne dla całego układu pompowego ze względu na wzrost ciśnień w przewodach. Dlatego projektuje się urządzenie przeciwuderzeniowe, które wytłumi falę uderzeniową. Ponadto należy sprawdzić czy sam przewód tranzytowy jest na tyle wystarczająco długi, aby mógł wytłumić tą falę oraz niebezpieczny wzrost ciśnienia.
Czas przejścia fali uderzeniowej.
Czas przejścia fali uderzeniowej oblicza się z wzoru:
$\mathrm{t}_{\mathrm{n}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{2 \bullet L}}{\mathrm{a}}\mathrm{,\ s}$ [2]
gdzie:
tn - czas przejścia fali uderzeniowej, s,
L - długość rurociągu tranzytowego, L = 3120, 0 m,
a - prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej oblicza się z wzoru:
$\mathrm{a =}\sqrt{\frac{\mathrm{g}}{\mathrm{\gamma \bullet}\left( \frac{\mathrm{1}}{\mathrm{E}_{\mathrm{w}}}\mathrm{+}\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{E}_{\mathrm{r}}}\mathrm{\bullet}\frac{\mathrm{D}}{\mathrm{s}} \right)}}\mathrm{,\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$ [2]
gdzie:
a - prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{m}{s^{2}}$,
γ – ciężar właściwy wody, $\mathrm{\gamma = 9,81\ }\frac{\mathrm{\text{kN}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}$,
Ew - moduł sprężystości wody, $\mathrm{E}_{\mathrm{w}}\mathrm{= 2,03 \bullet}\mathrm{10}^{\mathrm{6}}\mathrm{\ }\frac{\mathrm{\text{kN}}}{\mathrm{m}^{2}}$ przy 10,
Er - moduł sprężystości materiału rury, dla żeliwa sferoidalnego $\mathrm{E}_{\mathrm{r}} = 1,67\mathrm{\bullet}\mathrm{10}^{\mathrm{8}}\mathrm{\ }\frac{\mathrm{\text{kN}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{2}}}$,
D - średnica wewnętrzna rurociągu, dla rury Buderus DN = 250 mm → D = 0, 2524 m,
s - grubość ścianki rurociągu, dla rury Buderus DN = 250 mm → s = 0, 0068 + 0, 0040 = 0, 0108 m.
$\mathrm{a =}\sqrt{\frac{\mathrm{9,81}}{\mathrm{9,81 \bullet}10^{3}\mathrm{\bullet}\left( \frac{\mathrm{1}}{\mathrm{2,03 \bullet}\mathrm{10}^{9}}\mathrm{+}\frac{\mathrm{1}}{1,67\mathrm{\bullet}\mathrm{10}^{11}}\mathrm{\bullet}\frac{\mathrm{0,2524}}{\mathrm{0,0108}} \right)}}\mathrm{=}\sqrt{\frac{\mathrm{1}}{10^{3}\mathrm{\bullet}\left( 4,93 \bullet 10^{- 10} + 1,40 \bullet 10^{- 10} \right)}}\mathrm{= 1256,89\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$
$\mathrm{t}_{\mathrm{n}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{2 \bullet 3120,0}}{\mathrm{1256,89}}\mathrm{= 4,96\ s}$
Przyrost ciśnienia (wysokość uderzenia).
Podczas wystąpienia fali uderzeniowej następuje wzrost ciśnienia, który można wyznaczyć
z zależności:
$\mathrm{p = p}\mathrm{p}_{\mathrm{0}}\mathrm{= \pm}\frac{\mathrm{v}_{\mathrm{0}}\mathrm{-}\mathrm{v}_{\mathrm{k}}}{\sqrt{\frac{\mathrm{g}}{\mathrm{\gamma}}\mathrm{\bullet}\left( \frac{\mathrm{1}}{\mathrm{E}_{\mathrm{w}}}\mathrm{+}\frac{\mathrm{1}}{\mathrm{E}_{\mathrm{r}}}\mathrm{\bullet}\frac{\mathrm{D}}{\mathrm{s}} \right)}}\mathrm{,\ }\mathrm{\text{kPa}}$ [2]
gdzie:
p - ciśnienie przy uderzeniu, kPa,
p0 - ciśnienie robocze, kPa,
v0 - prędkość początkowa, $\mathrm{v}_{\mathrm{0}}\mathrm{= 1,45\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
vk - prędkość końcowa, $\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Oznaczając $\mathrm{H =}\frac{\mathrm{p}}{\mathrm{\gamma}}$ i $\mathrm{H}_{\mathrm{0}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{p}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{\gamma}}$ oraz przyjmując $\mathrm{v}_{k} = 0\ \frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$, powyższy wzór przyjmuje postać:
$\mathrm{H = H}\mathrm{H}_{\mathrm{0}}\mathrm{= \pm}\frac{\mathrm{a \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{g}}\mathrm{,\ m}$ [2]
gdzie:
H - przyrost ciśnienia (wysokość uderzenia), m,
a - prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, $\mathrm{a = 1256,89}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
v0 - prędkość początkowa, $\mathrm{v}_{\mathrm{0}}\mathrm{= 1,45\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{m}{s^{2}}$.
$\mathrm{H = \pm}\frac{\mathrm{1256,89 \bullet 1,45}}{\mathrm{9,81}}\mathrm{= \pm 185,78\ m}$
Bezwzględnie największe i najmniejsze ciśnienie.
W rurociągu zasilającym podczas wystąpienia uderzenia hydraulicznego ciśnienie może przyjąć wartość zerową i wówczas będzie to najmniejsze ciśnienie jakie może wystąpić w takich warunkach. Tym samym będzie ono mniejsze od ciśnienia atmosferycznego co najwyżej o 10 m słupa wody, co oznacza:
$\frac{\mathrm{a \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{g}}\mathrm{=}\mathrm{H}_{\mathrm{r}}\mathrm{+ 10,\ m}$ [2]
gdzie:
a - prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, $\mathrm{a = 1256,89}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
v0 - prędkość początkowa, $\mathrm{v}_{\mathrm{0}}\mathrm{= 1,45\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{m}{s^{2}}$,
Hr - ciśnienie robocze, m.
Ciśnienie robocze wyraża się wzorem:
Hr=Hst+ht, m [2]
gdzie:
Hr - ciśnienie robocze, m,
Hst - wysokość ciśnienia hydrostatycznego, m,
ht – wysokość strat ciśnienia w przewodzie zasilającym, ht=30, 20 m.
Ciśnienie hydrostatyczne oblicza się z zależności:
Hst=RzgzgRosi r, m [2]
gdzie:
Hst - wysokość ciśnienia hydrostatycznego, m,
Rzgzg - rzędna górnego zwierciadła w zbiorniku górnym, Rzgzg = 135, 00 m n.p.m.,
Rosi r - rzędna osi rurociągu w pompowni, m n.p.m..
Rzędna osi rurociągu Rosi r w pompowni zagłębiona jest pod powierzchnią terenu pompowni Rtp=110, 10 m n.p.m. o 1, 60 m, toteż:
Rosi r=Rtp1, 60 = 110, 10 − 1, 60 = 108, 50 m n.p.m.
Hst=135, 00108, 50 = 26, 50 m
Hr=26, 50 + 30, 20 = 56, 70 m
Hr+10 = 56, 70 + 10, 00 = 66, 70 m
Ze względu na zależność:
$\frac{\mathrm{a \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{g}}\mathrm{>}\mathrm{H}_{\mathrm{r}}\mathrm{+ 10\ \ \ \ \ \ \ \ \ \ \rightarrow \ \ \ \ \ \ \ \ \ \ 185,78\ m > 66,70\ m}$ [2]
do obliczeń najmniejszego i największego ciśnienia przyjęto poniższe zależności.
Obliczenie bezwzględnie najmniejszego ciśnienia:
Hb min min=Hr(Hr+10)=56, 7066, 70 = 10, 00 m (przyjmuje się 0, 00m) [2]
Obliczenie bezwzględnie największego ciśnienia:
Hb max max=2•Hst+10 = 2 • 26, 50 + 10 = 63, 00 m [2]
W projektowanej pompowni przewód zasilający dobrano z katalogu rur żeliwnych z wykładziną cementową firmy Buderus [4]. Jego nominalna średnica wynosi DN = 250 mm. Dla takich rur o takiej średnicy producent gwarantuje wytrzymałość swego produktu przy ciśnieniach nawet 54 bar≅540 m H2O. Bezwzględnie największe ciśnienie obliczone w warunkach pojawienia się fali uderzeniowej w projektowanej pompowni jest zdecydowanie mniejsze od gwarantowanego przez producenta.
Warunek zachowania bezpiecznej odległości przy uderzeniu hydraulicznym.
Ze względu na możliwość wystąpienia uderzenia hydraulicznego należy uwzględnić bezpieczną długość rurociągu zasilającego. Spełnienie takiego warunku gwarantuje wytłumienie uderzenia hydraulicznego przez sam rurociąg. Warunek ten oblicza się z zależności:
$\mathrm{h}_{\mathrm{t}}\mathrm{= \lambda \bullet}\frac{\mathrm{L \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2 \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}\mathrm{\bullet g}}\mathrm{,\ m\ }$ oraz $\mathrm{h}_{\mathrm{t}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{a \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{2 \bullet g}}\mathrm{,\ m\ }\mathrm{\text{s.w}}\mathrm{.}$ [2]
gdzie:
ht - straty ciśnienia w przewodzie zasilającym, m s.w.,
a - prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, $\mathrm{a = 1256,89}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
λ - współczynnik liniowych oporów tarcia przewodu rurowego, λ = 0, 02280,
L - długość rurociągu tranzytowego, L = 3120, 0 m,
v0 - prędkość początkowa, $\mathrm{v}_{\mathrm{0}}\mathrm{= 1,45\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$,
dw - średnica wewnętrzna przewodu zasilającego, dw=0, 2524 m,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}$.
Warunek zachowania bezpiecznej odległości przy uderzeniu hydraulicznym ma postać:
$\frac{\mathrm{a \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}{\mathrm{2 \bullet g}} \leq \mathrm{\lambda \bullet}\frac{\mathrm{L \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{2 \bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}\mathrm{\bullet g}}\ \ \ \ \ \ \ \ \ \ \rightarrow \ \ \ \ \ \ \ \ \ \ L \geq \frac{a\mathrm{\bullet}\mathrm{d}_{\mathrm{w}}}{\mathrm{\lambda \bullet}\mathrm{v}_{\mathrm{0}}}$ [2]
Dla zadanych warunków: $\mathrm{3120,0\ m\ \geq}\frac{\mathrm{1256,89 \bullet}\mathrm{0,2524}}{\mathrm{0,02280 \bullet 1,45}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{317,24}}{\mathrm{0,03306}}\mathrm{= 9595,89\ m}$
Z powyższej zależności wynika, że warunek nie został spełniony. Zaprojektowana długość rurociągu zasilającego jest niewystarczająca by wytłumić uderzenie hydrauliczne. Należy przewidzieć dodatkowo zawór bezpieczeństwa, którego dobór będzie stanowić odrębne opracowanie.
Obliczenie rzeczywistych strat ciśnienia w pompowni.
Uwzględniając wszelkie dobrane kształtki z katalogu [4] przy zaprojektowanych prędkościach przepływu wody, należy określić wysokość strat ciśnienia występujących w pompowni.
Schemat połączeń rurociągów w pompowni.
Schemat uwzględniający połączenia rurociągów w projektowanej pompowni przedstawiono na stronie 11 niniejszego opracowania. Rurociąg oznaczony niebieską linią będzie brany pod uwagę przy obliczaniu strat miejscowych.
Obliczenie strat ciśnienia w pompowni.
Wszelkie dane potrzebne do obliczeń strat ciśnienia w pompowni zawarto w tabeli 2.
Tabela 2 Zestawienie danych do obliczeń strat ciśnienia w pompowni.
| L.p. | Nazwa elementu | Wartość |
|---|---|---|
| I. | Przewód ssawny – odcinek 1-2 na schemacie pompowni | |
| 1. | Natężenie przepływu w rurociągu ssawnym | $\mathrm{Q}_{\mathrm{s}}\mathrm{= 0,5 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{=}\mathrm{0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$ |
| 2. | Średnica rurociągu ssawnego | DNs=200 mm |
| 3. | Współczynniki oporów miejscowych: | |
| a. | Kosz ssawny z klapą zwrotną | ξ = 5, 20 |
| b. | Kolano ⌀200 mm, szt. 4 | ξ = 4 • 1, 80 = 7, 20 |
| c. | Konfuzor niesymetryczny ⌀200/⌀100 mm, $\frac{d_{1}}{d_{2}} = 2,00$ | ξ1=0, 645 |
| d. | Zasuwa ⌀200 mm w pełni otwarta | ξ = 0, 15 |
| e. | Suma współczyn. oporów miejsc. dla przew. ssawnego ⌀200 mm | $\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{s}}\mathrm{= 13,195}$ |
| f. | Współczynnik pomocniczy dla ⌀200 mm | $\mathrm{S}_{\mathrm{\text{k\ s}}}\mathrm{= 54,66\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
| II. | Przewód tłoczny – odcinek 2-3 na schemacie pompowni | |
| 1. | Natężenie przepływu w rurociągu tłocznym | $\mathrm{Q}_{\mathrm{t1}}\mathrm{= 0,5 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{=}\mathrm{0,03625}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$ |
| 2. | Średnica rurociągu tłocznego | DNt1=200 mm |
| 3. | Współczynniki oporów miejscowych: | |
| a. | Dyfuzor ⌀80/⌀200 mm, α = 2237′, $\frac{d_{2}}{d_{1}} = 2,50$ - ξ2 dla ⌀200 mm |
ξ2=14, 78 |
| b. | Kolano ⌀200 mm, szt. 4 | ξ = 4 • 1, 80 = 7, 20 |
| c. | Zasuwa ⌀200 mm w pełni otwarta | ξ = 0, 15 |
| d. | Klapa zwrotna ⌀200 mm | ξ = 1, 90 |
| e. | Dyfuzor ⌀200/⌀250 mm, α = 931′, $\frac{d_{2}}{d_{1}} = 1,25$ - ξ2 dla ⌀250 mm |
ξ2=0, 05 |
| f. | Trójnik zbieżny 90 ⌀250/⌀200 mm, $\frac{Q_{0}}{Q} = 0,00$ - ξp dla ⌀250 mm | ξp=0, 06 |
| g. | Suma współczyn. oporów miejsc. dla przew. tłocznego ⌀200 mm | $\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{200}}\mathrm{= 24,03}$ |
| h. | Suma współczyn. oporów miejsc. dla przew. tłocznego ⌀250 mm | $\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{= 0,11}$ |
| i. | Współczynnik pomocniczy dla ⌀200 mm | $\mathrm{S}_{\mathrm{\text{k\ }}\mathrm{\varnothing}\mathrm{200}}\mathrm{= 54,66\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
| j. | Współczynnik pomocniczy dla ⌀250 mm | $\mathrm{S}_{\mathrm{k1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{= 21,85\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
| III. | Przewód tłoczny – odcinek 3-4 na schemacie pompowni | |
| 1. | Natężenie przepływu w rurociągu tłocznym | $\mathrm{Q}_{\mathrm{t2}}\mathrm{=}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}}\mathrm{=}\mathrm{0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$ |
| 2. | Średnica rurociągu tłocznego | DNt2=250 mm |
| 3. | Współczynniki oporów miejscowych: | |
| a. | Trójnik zbieżny 90 ⌀250/⌀200 mm, $\frac{Q_{0}}{Q} = 0,00\ $ - ξp dla ⌀250 mm |
ξp=0, 06 |
| b. | Kolano ⌀250 mm, szt. 2 | ξ = 2 • 1, 95 = 3, 90 |
| c. | Trójnik rozbieżny 90 ⌀250 mm, $\frac{Q_{0}}{Q} = 0,00$ - ξp dla ⌀250 mm | ξp=0, 05 |
| d. | Zasuwa ⌀250 mm w pełni otwarta, szt. 2 | ξ = 2 • 0, 15 = 0, 30 |
| e. | Konfuzor symetryczny ⌀250/⌀150 mm, $\mathrm{\alpha = 1855',\ }\frac{d_{1}}{d_{2}} = 1,67$ - ξ1 dla ⌀250 mm |
ξ1=1, 459 |
| f. | Wodomierz MWN „Nubis” DN = 150mm | $\mathrm{k}_{\mathrm{w}}\mathrm{= 134,86}\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
| g. | Dyfuzor ⌀150/⌀250 mm, α = 1855′, $\frac{d_{2}}{d_{1}} = 1,67$ - ξ2 dla ⌀250 mm |
ξ2=1, 669 |
| h. | Trójnik zbieżny 90 ⌀250 mm, $\frac{Q_{0}}{Q} = 0,00\ $ - ξp dla ⌀250 mm |
ξp=0, 06 |
| i. | Klapa zwrotna ⌀250 mm | ξ = 2, 00 |
| j. | Suma współczyn. oporów miejsc. dla przew. tłocznego ⌀250 mm | $\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t2\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{= 10,578}$ |
| k. | Współczynnik pomocniczy dla ⌀250 mm | $\mathrm{S}_{\mathrm{k2\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{= 21,85\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
| IV. | Przewód zasilający | $\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{=}\mathrm{5745,54\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ |
Obliczenie współczynnika Sk dla poszczególnych odcinków rurociągu:
W celu wyznaczenia współczynnika Sk dla poszczególnych odcinków zaznaczonych na schemacie na stronie 11, posłużono się wzorem:
$\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{k}} = \frac{8}{\pi^{2} \bullet g \bullet d_{w}^{4}} = \frac{0,082655}{d_{w}^{4}},\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$ [1]
gdzie:
Sk – współczynnik potrzebny do obliczenia strat miejscowych, $\frac{s^{2}}{m^{5}}$,
g - przyspieszenie ziemskie, $\mathrm{g = 9,81\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}$,
dw - średnica wewnętrzna rurociągu na danym odcinku obliczeniowym, m.
Rurociąg ssawny na odcinku 1-2, dw s=0, 1972 m: $\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{\text{k\ s}}} = \frac{0,082655}{\left( 0,1972 \right)^{4}} = 54,66\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$
Rurociąg tłoczny na odcinku 2-3, dw t1=0, 1972 m: $\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{\text{k\ \ }}\mathrm{\varnothing}\mathrm{200\ mm}} = \frac{0,082655}{\left( 0,1972 \right)^{4}} = 54,66\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$
Rurociąg tłoczny na odcinku 2-3, dw t1=0, 248 m: $\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{\text{k\ \ }}\mathrm{\varnothing}\mathrm{250\ mm}} = \frac{0,082655}{\left( 0,248 \right)^{4}} = 21,85\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$
Rurociąg tłoczny na odcinku 3-4, dw t2=0, 248 m: $\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{\text{k\ \ }}\mathrm{\varnothing}\mathrm{250\ mm}} = \frac{0,082655}{\left( 0,248 \right)^{4}} = 21,85\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$
Obliczenie strat wysokości ciśnienia na oporach miejscowych w pompowni:
$\mathrm{}\mathrm{h}_{\mathrm{p}}\mathrm{=}\left( \sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{s}}\mathrm{\bullet}\mathrm{S}_{\mathrm{\text{k\ s}}}\mathrm{+}\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{200}}\mathrm{\bullet}\mathrm{S}_{\mathrm{\text{k\ }}\mathrm{\varnothing}\mathrm{200}}\mathrm{+}\sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{\bullet}\mathrm{S}_{\mathrm{k1\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}} \right)\mathrm{\bullet}\left( \mathrm{0,5 \bullet}\mathrm{Q}_{\mathrm{p}} \right)^{\mathrm{2}}\mathrm{+}\left( \sum_{}^{}\mathrm{\xi}_{\mathrm{t2\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{\bullet}\mathrm{S}_{\mathrm{k2\ }\mathrm{\varnothing}\mathrm{250}}\mathrm{+}\mathrm{k}_{\mathrm{w}} \right)\mathrm{\bullet}\left( \mathrm{Q}_{\mathrm{p}} \right)^{\mathrm{2}}$ [1]
hp=(13, 195 • 54, 66 + 24, 03 • 54, 66 + 0, 11 • 21, 85)•(0, 5•Qp)2+(10, 578 • 21, 85 + 134, 86)•(Qp)2
hp=(721, 2387 + 1313, 4798 + 2, 4035)•(0, 5•Qp)2+(365, 9893)•(Qp)2
hp=(509,2805+365,9898)•(Qp)2 = 875, 2698•(Qp)2
$$\mathrm{k}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 875,2698\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}\mathrm{\ }$$
Obliczenie straty wysokości ciśnienia w przewodzie zasilającym:
$\mathrm{}\mathrm{h}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{=}\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{\bullet}\left( \mathrm{Q}_{\mathrm{p}} \right)^{\mathrm{2}}\mathrm{\ \ \ \ \ \ \ \ \ \ \rightarrow \ \ \ \ \ \ \ \ \ \ }\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{}\mathrm{h}_{\mathrm{\text{pz}}}}{\left( \mathrm{Q}_{\mathrm{p}} \right)^{\mathrm{2}}}$ [1]
gdzie:
hpz – wysokość strat ciśnienia w przewodzie zasilającym, hpz = ht=30, 20 m,
kpz - oporność przewodu zasilającego, $\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
Qp - natężenie przepływu w pompowni, $\mathrm{Q}_{\mathrm{p}} = \mathrm{0,0725}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$.
$$\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{=}\frac{\mathrm{30,20}}{\left( \mathrm{0,0725} \right)^{\mathrm{2}}}\mathrm{= 5745,54\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}\mathrm{\ }$$
Obliczenie strat wysokości ciśnienia na zasuwie przed zbiornikiem górnym:
Do wyznaczenia ogólnych strat wysokości ciśnienia w całej pompowni, uwzględniono również stratę wysokości ciśnienia na zasuwie przed zbiornikiem, która znajduje się w komorze zasuw zbiornika.
$\mathrm{k}_{\mathrm{\text{zas}}}\mathrm{=}\mathrm{\xi}_{\mathrm{\text{zas}}}\mathrm{\bullet}\mathrm{S}_{\mathrm{k}},\ \frac{\mathrm{\text{\ s}}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$ [1]
gdzie:
kzas - oporność zasuwy w komorze zasuw zbiornika górnego, $\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
ξzas - współczynnik strat miejscowych na zasuwie w komorze zasuw zbiornika górnego, ξzas = 0, 15,
Sk - współczynnik potrzebny do obliczenia strat miejscowych na zasuwie w komorze zasuw zbiornika, $\frac{s^{2}}{m^{5}}$.
$\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{k}} = \frac{0,082655}{d_{w}^{4}},\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$ [1]
gdzie:
Sk - współczynnik potrzebny do obliczenia strat miejscowych na zasuwie w komorze zasuw zbiornika, $\frac{s^{2}}{m^{5}}$.
dw - średnica wewnętrzna rurociągu zasilającego, dw=0, 2524m.
$$\mathrm{\text{\ S}}_{\mathrm{k}} = \frac{0,082655}{\left( 0,2524 \right)^{4}} = 20,37\ \frac{s^{2}}{m^{5}}$$
$$\mathrm{k}_{\mathrm{\text{zas}}}\mathrm{= 0,15 \bullet 20,37 = 3,0555\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$$
Obliczenie strat wysokości ciśnienia w całym układzie tłocznym:
Dla dokładniejszego określenia strat wysokości ciśnienia w całym układzie tłocznym pompowni przyjęto również stratę wysokości ciśnienia występującą na króćcach w pompowni
i komorze zasuw zbiornika górnego w ilości 10% strat wysokości ciśnienia na oporach miejscowych.
hut=(1, 10•kp+kpz+1, 10•kzas)•Qp2, m H2O, [1]
gdzie:
hut - wysokość strat ciśnienia w całym układzie tłocznym, m H2O,
kp – sumaryczna oporność występująca na wszystkich dobranych kształtkach w całym układzie tłocznym, $\mathrm{k}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 875,2698\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
kpz - oporność przewodu zasilającego, $\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{= 5745,54\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}\mathrm{\ }$,
kzas - oporność zasuwy w komorze zasuw zbiornika górnego, $\mathrm{k}_{\mathrm{\text{zas}}}\mathrm{= 3,0555\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
Qp – natężenie przepływu wody w układzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$.
hut=(1, 10 • 875, 2698 + 5745, 54 + 1, 10 • 3, 0555)•Q2=(962, 79678 + 5745, 54 + 3, 36105)•Q2=6711, 69783•Qp2, m H2O
hut=6711, 70•Qp2, m H2O
Określenie rzeczywistej wydajności pompowni.
Wyliczone straty wysokości ciśnienia w całym układzie tłocznym posłużą do określenia rzeczywistej wydajności pompowni, rzeczywistych strat ciśnienia w pompowni i w przewodzie zasilającym, jak również rzeczywistych wysokości podnoszenia pomp.
Obliczenie współrzędnych charakterystyki układu pompownia – przewód zasilający – komora zasuw zbiornika górnego.
Obliczona sumaryczna strata wysokości ciśnienia na całym układzie tłocznym
w projektowanej pompowni wynosi:
hut=6711, 70•Qp2, m H2O
W poniższej tabeli 3 zestawiono współrzędne charakterystyki całego układu tłocznego projektowanej pompowni.
Tabela 3 Zestawienie współrzędnych charakterystyki całego układu tłocznego.
| I | II | III | IV | V | VI | VII | VIII | IX | X | XI | XII | |
|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|---|
0, 1•Qp |
0, 2•Qp |
0, 3•Qp |
0, 4•Qp |
0, 5•Qp |
0, 6•Qp |
0, 7•Qp |
0, 8•Qp |
0, 9•Qp |
1, 0•Qp |
1, 1•Qp |
1, 2•Qp |
|
$$\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$$ |
26,10 | 52,20 | 78,30 | 104,40 | 130,50 | 156,60 | 182,70 | 208,80 | 234,90 | 261,00 | 287,10 | 313,20 |
$$\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$$ |
0,0073 | 0,0145 | 0,0218 | 0,0290 | 0,0363 | 0,0435 | 0,0508 | 0,0580 | 0,0653 | 0,0725 | 0,0798 | 0,0870 |
hut, m |
0,36 | 1,41 | 3,19 | 5,64 | 8,84 | 12,70 | 17,32 | 22,58 | 28,62 | 35,28 | 42,74 | 50,80 |
Dane z tabeli 3 posłużyły do wykonania wykresu (Wyk. 2) przedstawiającego współrzędne charakterystyki pracy pompowni.
Określenie rzeczywistej wydajności pompowni.
Na podstawie sporządzonego wykresu 2 odczytano:
$\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ max}}}\mathrm{= \ 262,78\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h =}\frac{72,99\ \mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$
$\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ min}}}\mathrm{= \ 250,22\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h = 69,51\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$
Obliczenie rzeczywistych strat wysokości ciśnienia w pompowni i w przewodzie zasilającym.
Na podstawie określonych sumarycznych strat wysokości ciśnienia w całym układzie tłocznym, można wyróżnić:
hp=1, 10•kp•Qp2=1, 10 • 875, 2698•Qp2=962, 79678•Qp2, m H2O,
hpz=kpz•Qp2=5745, 54•Qp2, m H2O,
hzas=1, 10•kzas•Qp2=1, 10 • 3, 0555•Qp2=3, 36105•Qp2, m H2O,
gdzie:
hut - wysokość strat ciśnienia w całym układzie tłocznym, m H2O,
kp – sumaryczna oporność występująca na wszystkich dobranych kształtkach w całym układzie tłocznym, $\mathrm{k}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 875,2698\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
kpz - oporność przewodu zasilającego, $\mathrm{k}_{\mathrm{\text{pz}}}\mathrm{= 5745,54\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}\mathrm{\ }$,
kzas - oporność zasuwy w komorze zasuw zbiornika górnego, $\mathrm{k}_{\mathrm{\text{zas}}}\mathrm{= 3,0555\ }\frac{\mathrm{s}^{\mathrm{2}}}{\mathrm{m}^{\mathrm{5}}}$,
Qp – natężenie przepływu wody w układzie tłocznym, $\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$.
Dla $\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ max}}}\mathrm{= \ }\frac{262,78\ \mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h = 0,072994\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$:
hp (Qp max)=962, 79678•(0,072994)2=5, 13 m H2O,
hpz (Qp max)=5745, 54•(0,072994)2=30, 61 m H2O,
hzas (Qp max)=3, 36105•(0,072994)2= 0, 02 m H2O,
Dla $\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ min}}}\mathrm{= \ 250,22\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h =}\frac{\mathrm{0,069506\ m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$:
hp (Qp min)=962, 79678•(0,069506)2= 4, 65 m H2O,
hpz (Qp min)=5745, 54•(0,069506)2=27, 76 m H2O,
hzas (Qp min)=3, 36105•(0,069506)2=0, 01 m H2O,
W celu sprawdzenia poprawności wykonania wykresu 2 (Wyk. 2) do określenia rzeczywistej wydajności pompowni odczytano z tego wykresu maksymalne i minimalne straty wysokości ciśnienia na całym układzie tłocznym i porównano je z obliczonymi:
hut=6711, 70•Qp2, m
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ max}}}\mathrm{= \ 262,78}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h = 0,072994\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$$
hut max=6711, 70•Q2=6711, 70•(0,072994)2
hut max=35, 76 m
$$\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ min}}}\mathrm{= \ }\frac{\mathrm{250,22\ m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h = 0,069506\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$$
hut min=6711, 70•Q2=6711, 70•(0,069506)2
hut min=32, 42 m
Z sporządzonego wykresu 2 (Wyk. 2) do określenia rzeczywistej wydajności pompowni odczytano:
hut max=35, 76 m
hut min=32, 42 m
Rzeczywiste wysokości podnoszenia pomp.
Z wykresu 2 (Wyk. 2) odczytano:
Hp max′=56, 62 m
Hp min′=53, 76 m
Dobór urządzenia do transportu pomp i silników.
W trakcie eksploatacji pompowni wody surowej, jak również podczas awarii jednej z pomp, należy przewidzieć urządzenie, dzięki któremu będzie możliwe przetransportowanie uszkodzonej pompy wraz z jej silnikiem bez zbędnego demontażu zbyt wielu elementów armatury znajdujących się w hali pompowni. Dzięki temu zostanie usprawniony montaż nowego podzespołu układu ssąco-tłocznego. Dla urządzeń o masie nie przekraczającej 500 kg należy zastosować urządzenie transportowe, które nie jest na stale zamontowane w hali pomp.
Dlatego też na podstawie katalogu producenta wózków widłowych DOOSAN dobrano wózek widłowy o podanych poniżej parametrach, a kartę katalogową tego przenośnika dołączono do niniejszego opracowania. [9]
Przyjęto przenośnik:
model D20S-5,
udźwig nominalny 2000 kg,
silnik Diesel,
pojazd czterokołowy z napędem na dwa koła tylnie,
wymiary całkowite – długość do czoła wideł 2530 mm, szerokość 1170 mm,
prędkość jazdy bez ładunku/ z ładunkiem – $\mathrm{19/19,5\ }\frac{\mathrm{\text{km}}}{\mathrm{h}}$,
masa własna przenośnika bez ładunku – 3580 kg.
Opis techniczny.
Niniejsze opracowanie jest ćwiczeniem projektowym z zakresu przedmiotu Wodociągów. Celem jego jest zaprojektowanie pompowni wody surowej na potrzeby miasta w oparciu o temat wraz z podstawowymi danymi, wydany przez prowadzącego.
Sporządzony opis techniczny jest zbiorem informacji o parametrach dobranych urządzeń
i całej armatury wykorzystanej przy budowie tego typu obiektu technologicznego.
Podstawowe dane dotyczące projektowanego obiektu technologicznego
Projektowana pompownia wody surowej znajduje się na płaskim terenie, na wysokości Rtp=110, 10 m n.p.m.. Planowana wydajność tego obiektu jest rzędu $\mathrm{Q = 72,5}\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}$. Obok budynku hali pomp, na tej samej wysokości terenu, znajduje się zbiornik dolny, którego rzędna dolnego zwierciadła wynosi Rzdzd=110, 80 m n.p.m., a górnego zwierciadła Rzgzd=113, 40 m n.p.m.. Z pompowni woda tłoczona jest pod górę do zbiornika górnego znajdującego się na terenie Zakładu Uzdatniania Wody. Odległość między tymi obiektami wynosi L = 3120, 0 m, a sam zbiornik górny jest na wysokości terenu równej Rtzg=118, 90 m n.p.m.. Przyjęto, że rzędna dolnego zwierciadła zbiornika górnego znajduje się na wysokości Rzdzg=131, 40 m n.p.m., a rzędna górnego zwierciadła zbiornika górnego Rzgzg=135, 00 m n.p.m..
Budynek pompowni
Dla projektowanej pompowni przewidziano budynek, w którym znajdują się niezbędne pomieszczenia takie jak:
| Pomieszczenie |
|
|
|
|
|
|
|---|---|---|---|---|---|---|
| Powierzchnia, [m2] | 78,25 | 20,16 | 10,50 | 6,00 | 6,00 | 4,05 |
Cały budynek zajmuje powierzchnię 124, 96 m2. Wewnątrz niego zaprojektowano wszelki niezbędny sprzęt oraz dobrano odpowiednią armaturę, która gwarantuje prawidłową pracę pompowni. Przyjęto następujące wyposażenie budynku pompowni:
firma Buderus – wszelkie kształtki oraz króćce,
firma Akwa – zasuwy kołnierzowe ⌀200 i ⌀250,
firma LFP – pompy monoblokowe PJM do wody czystej zimnej,
firma NAF-CHECK – klapy zwrotne kołnierzowe ⌀200 i ⌀250,
firma PoWoGaz S.A. – wodomierz śrubowy MWN „Nubis”,
firma P.H.U.P. TERMOCHEM – przejścia szczelne ⌀200 i ⌀250 oraz kraty „WEMA”,
firma KMB STEEL – wpusty podłogowe,
firma ASKO-TECH – kształtowniki kwadratowe
firma DOOSAN – wózek widłowy.
Wszelkie wykorzystane dane zebrano w formie kart katalogowych i dołączono do niniejszego opracowania jako załączniki.
Dobrane pompy
W celu zapewnienia prawidłowej, jak najbardziej niezawodnej, pracy pompowni przyjęto, na podstawie wymaganej wydajności tego obiektu według zadanego tematu, dwie pompy 80 PJM 250 DMc 30, 0 2900 pracujące wraz z jedną rezerwową takiego samego typu firmy Leszczyńskiej Fabryki Pomp [6], których specyfikację przedstawiono poniżej:
80 – średnica króćca tłocznego, mm,
PJM – typoszereg pomp, takie pompy stosowane są do tłoczenia wody czystej, zimnej, wodociągowej,
250 – średnica wirnika, mm,
DMc – dławnica mechaniczna,
30, 0 – moc silnika, kW,
2900 – ilość obrotów silnika, min−1.
Jedna pompa ma masę 308, 0 kg. Szacowana sprawność takiej pompy przy zadanych warunkach pracy wynosi η = 69, 0 %. Jej wymiary to 57, 0x94, 5cm. Wszelkie dane na postawie katalogu Leszczyńskiej Fabryki Pomp [6] dotyczące dobranej pompy dołączono do niniejszego opracowania pompowni.
Co więcej, na podstawie karty katalogowej sporządzono wykres doboru pomp w oparciu
o współrzędne charakterystyki pracy jednej pompy, który dołączono do tego ćwiczenia projektowego jako wykres 1 (Wyk. 1).
Aparatura kontrolno-pomiarowa pompowni i jej armatura
W ramach prawidłowego oprzyrządowania całej instalacji znajdującej się w projektowanej pompowni, w podziemnej komorze znajduje się wodomierz MWN „Nubis” przyjęty z katalogu Fabryki Wodomierzy Apator PoWoGaz S. A.[7]. Cechuje go:
nominalny strumień przepływu - $\mathrm{q}_{\mathrm{p}}\mathrm{= 150}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
maksymalny strumień objętości (chwilowy) - $\mathrm{q}_{s}\mathrm{= 600}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
maksymalny roboczy strumień objętości - $\mathrm{400}\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h}}$,
średnica nominalna – DN = 150mm,
długość – L = 300mm.
Karta katalogowa dobranego wodomierza śrubowego MWN „Nubis” została dołączona do niniejszego opracowania [7].
Dobór kształtek kołnierzowych na przewodach ssawnych [identycznych dla każdej pompy]
i tłocznych przeprowadzono zgodnie z schematem pompowni [przedstawionym na stronie 11 niniejszego opracowania], w oparciu o zalecane prędkości na danych rurociągach i dostępny katalog armatury żeliwnej z wykładziną cementową firmy Buderus [4].
Do ZUW woda będzie dostarczana tylko jednym przewodem zasilającym. Ponadto założono, że nie będzie on jedynym źródłem dostarczania wody. Ze względów na niezawodność systemu powinien być jeszcze jeden przewód zasilający, który nie został analizowany w tym opracowaniu.
Przewód tłoczny zostanie wykonany z rur kielichowych firmy Buderus [4]. Przyjęto średnicę nominalną przewodu równą DN = 250 mm. Obliczona rzeczywista prędkość w tym rurociągu wynosi $\mathrm{v}_{\mathrm{\text{rz}}}\mathrm{= 1,45}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$.
Poniżej przedstawiono najważniejsze informacje o dobranych przewodach i kształtkach.
Tabela 3 Charakterystyka dobranych przewodów i kształtek w projektowanej pompowni.
| Typ rurociągu | Średnica nominalna | Prędkość rzeczywista | Zastosowane kształtki na danym odcinku - rodzaj i ilość |
|---|---|---|---|
| Ssawny, odcinek 1-2 | DN = 200 mm |
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{s\ rz}}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$ |
|
| Tłoczny, odcinek 2-3 | DN = 200 mm |
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$ |
|
| Tłoczny, odcinek 3-4 | DN = 250 mm |
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{= 1,50}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$ |
|
| Tłoczny, odcinek Pompa 2 – punkt 3 | DN = 200 mm |
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$ |
|
| Tłoczny, odcinek Pompa 3 – trójnik zbieżny na zbiorczym przewodzie tłocznym | DN = 200 mm |
$$\mathrm{v}_{\mathrm{\text{t\ rz}}}\mathrm{= 1,19}\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$$ |
|
Wszelkie zastosowane kształtki na podstawie katalogu firmy Buderus [4] zostały umieszczone, w formie kart katalogowych, w niniejszym opracowaniu.
Uderzenie hydrauliczne
W przypadku awarii w pompowni lub braku dostawy energii elektrycznej pompowana woda rurociągiem tranzytowym wróci grawitacyjnie do pompowni. Prędkość rozchodzenia się fali uderzeniowej, w takim przypadku, wynosi $\mathrm{a = 1256,89\ }\frac{\mathrm{m}}{\mathrm{s}}$, natomiast czas przejścia fali uderzeniowej jest równy tn=4, 96 s. Bezwzględnie najmniejsze ciśnienie występujące podczas takiej sytuacji ma wartość Hb min min=10, 00 m, lecz przyjmuje się 0, 00m, ze względu na znaczenie fizyczne ciśnienia.
Bezwzględnie największe ciśnienie wynosi Hb max max=63, 00 m i jest ono zdecydowanie mniejsze od gwarantowanej wytrzymałości zastosowanych rur kielichowych żeliwnych z wylewką cementowych według ich producenta, firmy Buderus, na podstawie katalogu armatury [4], która wynosi 54 bar≅540 m H2O.
W dodatku zaprojektowana długość rurociągu tranzytowego, L = 3120, 0 m, jest zbyt mała
w porównaniu do bezpiecznej długości tego rurociągu, która byłaby w stanie wytłumić falę uderzenia hydraulicznego, wynoszącej 9595, 89 m.
Dlatego też w zaistniałej sytuacji, w celu poprawy bezpieczeństwa całej instalacji, należy dobrać odpowiedni zawór bezpieczeństwa, lub jeśli wymaga tego sytuacja zawory, i umieścić go między klapą zwrotną a zaworem przed samym wodomierzem od strony rurociągu tranzytowego. Jednakże dobór takiego urządzenia będzie stanowić odrębne opracowanie.
Rzeczywista wydajność i rzeczywiste straty wysokości ciśnienia w pompowni
Uwzględniając wszelkie straty miejscowe wysokości ciśnienia w pompowni, jak również pozostałe straty liniowe, na przewodzie tranzytowym i na zasuwie w komorze zasuw zbiornika górnego przy ZUW, określono całkowitą stratę wysokości ciśnienia na całym układzie tłocznym
w zależności od natężenia przepływu w postaci:
hut=6711, 70•Qp2, m H2O
W wyniku tego sporządzono wykres 2 (Wyk. 2), z którego odczytano:
maksymalne natężenie przepływu w całej pompowni - $\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ max}}}\mathrm{= \ 262,78\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h =}\frac{72,99\ \mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$,
minimalne natężenie przepływu w całej pompowni - $\mathrm{Q}_{\mathrm{\text{p\ min}}}\mathrm{= \ 250,22\ }\frac{\mathrm{m}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{h = 69,51\ }\frac{\mathrm{\text{dm}}^{\mathrm{3}}}{\mathrm{s}}}$,
maksymalna wysokość strat ciśnienia w całym układzie tłocznym - hut max=35, 76 m ,
minimalna wysokość strat ciśnienia w całym układzie tłocznym - hut min=32, 42 m,
maksymalna rzeczywista wysokość podnoszenia pomp - Hp max′=56, 62 m,
minimalna rzeczywista wysokość podnoszenia pomp - Hp min′=53, 76 m.
Transport pomp i silników
Na podstawie katalogu producenta wózków widłowych DOOSAN dobrano wózek widłowy
o podanych poniżej parametrach, a kartę katalogową tego przenośnika dołączono do niniejszego opracowania. [9]
Przyjęto przenośnik:
model D20S-5,
udźwig nominalny 2000 kg,
silnik Diesel,
pojazd czterokołowy z napędem na dwa koła tylnie,
wymiary całkowite – długość do czoła wideł 2530 mm, szerokość 1170 mm,
prędkość jazdy bez ładunku/ z ładunkiem – $\mathrm{19/19,5\ }\frac{\mathrm{\text{km}}}{\mathrm{h}}$,
masa własna przenośnika bez ładunku – 3580 kg.