Преимущества и применение насосов

Тип работы:
Курсовая
Предмет:
Производство и технологии


Узнать стоимость

Детальная информация о работе

Выдержка из работы

ВВЕДЕНИЕ

Развитие технологических процессов в промышленности, требующих применения насосного оборудования, вызвало разработку новых конструкций насосов и новых типов насосных блоков (агрегатов).

Появление новых типов блоков и конструкций насосов стало возможным, во-первых, благодаря развитию прогрессивного принципа соединения, насоса и двигателя в конструктивный единый блок и, во-вторых, в виду широких возможностей технологии современного машиностроения и применения новых материалов.

Преимуществами гидроприводов являются малый вес и объем, приходящиеся на единицу передаваемой мощности, простота осуществления бесступенчатого регулирования скоростей и высокая степень редукции, высокий коэффициент полезного действия, надежность, устойчивость заданных режимов работы, простота управления и обслуживания, а также универсальность применения.

Применение гидроприводов упрощает, как правило, решение многих технических задач, в частности значительно упрощает автоматизацию производственных процессов и повышает качества машин, позволяет значительно уменьшить их вес габариты. Последнее преимущество особенно важно для сухопутных, водных и воздушных транспортных машин, установок горнорудной и угольной промышленностей, строительных и дорожных машин, тракторов и сельскохозяйственных машин и пр.

Важную роль гидравлические приводы играют также в техническом прогрессе различных машин стационарного типа. Так, например, в металлообрабатывающих станках решаются вопросы автоматизации технологических процессов и в частности — автоматизации операций обработки деталей по шаблонам и программных устройствам.

Указанные преимущества гидравлических приводов позволяют широко их применять в самых различных отраслях машиностроения. Чтобы оценить применение гидравлических устройств в современных машинах, следует указать, что иногда в одной машине насчитывается по нескольку сотен единиц гидравлических агрегатов; протяженность трубопроводов при этом достигает сотен метров.

Понятие «машиностроительная гидравлика» является условным и включает в себе широкий комплекс технических сведений по вопросом прикладной гидравлики вязких жидкостей применительно к объемном гидроприводом, изготовления и эксплуатация.

В общем случае гидроприводом называется устройство для приведения в движение машин и их механизмов, состоящее из источника расхода жидкости, которым в большинстве случаев служит насос, и гидродвигателя возвратно- поступательного или вращательного и поворотного движения, а также системы управления, вспомогательных устройств и жидкостных магистралей (трубопроводов). Насосом называют гидравлическую машину, преобразующую приложенную к его валу механическую энергию приводного двигателя в гидравлическую энергию потока жидкости, и гидродвигателем- машину, преобразующую энергию жидкости в механическую энергию.

Тенденция к соединению машины-двигателя с машиной-орудием, свойственная всем отраслям техники, вполне отчётливо выражена и в насосостроении. Первой ступенью является переход от насосного агрегата с разделённым насосом и двигателем при передаче энергии посредством ремённой передачи к блоку с непосредственным соединением валов муфтой. Это создаёт большое удобство при компоновке насосных станций. Расположение рабочих органов и опор лопастные насосы различаются: консольные, у которых рабочие органы расположены на консольной части их вала; моноблочные — с рабочими органами, расположенными на валу двигателя, с внутренними опорами, изолированными от перекачиваемой жидкости, с внутренними опорами, которые соприкасаются с перекачиваемой жидкостью.

1. Краткий обзор роторных насосов

Роторные насосы

Насосы и гидромоторы роторно-аксиального типа обладают наилучшими из всех типов этих машин габаритами и весовыми характеристиками. Так, например, на 1 кг веса насосов, применяемых в авиационной технике, часто приходится мощность 5--8 л. с.

Особенностью рассматриваемых машин является малый момент инерции вращающихся частей, что имеет существенное значение при использовании их в качестве гидромоторов.

Важным параметром для многих случаев применения является также приемистость (быстродействие) насоса при регулировании расхода.

Изменение производительности от нулевого до максимального значения осуществляется в некоторых насосах за 0,04 сек и от максимального до нулевого за 0,02 сек.

Распространенное число цилиндров в аксиально-поршневых насосах равно 7 + 9. Максимальный угол между осями цилиндрового блока и наклонной шайбы обычно равен: в насосах 20° и в гидромоторах 30°, увеличение этого угла сопровождается ростом боковой составляющей усилия давления жидкости на поршень.

Число оборотов насосов средней мощности обычно принимают равным 1000--2000 в минуту. Число оборотов гидромоторов может быть выше примерно в 1,5--2 раза, чем у насосов в той же конструкции и мощности.

Число оборотов подобных насосов авиационных гидросистем обычно равно 3000--4000 в минуту; однако в отдельных случаях применяют насосы со значительно. большим числом оборотов. По данным иностранной печати, фирма Виккерс (США) изготовляет насосы с максимальным числом оборотов в минуту 20 000 и 30 000 и минимальным 5--10.

Насосы и моторы с аксиальным расположением цилиндров применяются при давлениях 210--350 кГ/см2 и реже при более высоких давлениях (насосы производительностью до 400 л/мин часто выпускаются на рабочие давления до 550 кГ 1 см? и насосы с малыми расходами -- на давления 700 кГ/см2).

Мощность уникальных насосов, выпускаемых для некоторых отраслей промышленности (для прокатных станов и пр.), достигает 4000--4500 л. с. и более. Крутящий момент гидромоторов при 210 кГ/см2 доведен до 800--900 кГм.

Насосы и моторы этих типов имеют высокий объемный к. п. д., который для большинства моделей достигает при номинальных режимах работы значений 0,97--0,98. Многие зарубежные фирмы гарантируют для насосов производительностью 130--150 л/мин объемный к. п. д. при давлении 350 кГ/см2 не менее 0,99. Общий к. п. д. этих насосов составляет примерно 0,95.

Весовое преимущество (вес, приходящийся на единицу мощности) гидромоторов этого типа по сравнению с электродвигателем составляет от ~80 раз для малой до ~12 для большой мощности. I

Аксиально роторно-поршневой насос с качающейся шайбой

2. Назначение, работа, схема, характеристика насоса

КОНСОЛЬНЫЕ НАСОСЫ

Консольные насосы — самые многочисленные из промышленных насосов, выпускаемых на постсоветском пространстве. Их качество и надёжность в эксплуатации в значительной степени определяют уровень отечественного насосостроения.

Консольный центробежный насос типа К

Рабочим органом консольного насоса является центробежное колесо.

Центробежное колесо состоит из двух дисков, между которыми находятся лопасти, соединяющие их в единую конструкцию. Лопасти плавно изогнуты в сторону, противоположную направлению движения колеса.

Это наиболее распространённое, так называемое, закрытое рабочее колесо. Однако встречаются насосы и с открытым рабочим колесом, состоящие из одного диска.

При вращении колеса на жидкость, находящуюся внутри колеса, действует центробежная сила, прямо пропорциональная расстоянию частицы жидкости от центра колеса и квадрату угловой скорости вращения колеса.

Под действием этой силы жидкость выбрасывается из рабочего колеса в напорный патрубок, в центре колеса создаётся разрежение, а в периферийной его части — повышенное давление. Движение жидкости по всасывающему трубопроводу происходит вследствие разности давлений над свободной поверхностью жидкости в приёмном резервуаре и в центральной области колеса.

Как правило, к группе консольных насосов относятся центробежные одноступенчатые, чугунные насосы с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу. Колесо такого насоса располагается на конце вала (консоли), установленного в подшипниках корпуса насоса или электродвигателя. Такую же конструкцию имеют и многие другие типы насосов (химические, фекальные, грунтовые и т. д.).

Основную массу консольных насосов для воды составляют наиболее распространённые насосы типа К и насосы типа КМ.

В насосах типа К подвод крутящего момента от вала электродвигателя на вал насоса происходит через упругую муфту.

В насосах типа КМ рабочее колесо установлено на конце удлинённого вала электродвигателя.

Материал деталей проточной части консольных насосов для воды, в основном, серый чугун.

Консольные насосы типа К, КМ предназначены как для перекачивания воды, так и для перекачивания других нейтральных жидкостей с температурой от 0° до 85° (по специальному заказу с температурой до 105°С) с содержанием твёрдых включений размером до 0,2 мм, объёмная концентрация которых не превышает 0,1%.

Исполнение насоса по узлу уплотнения определяется температурой перекачиваемой воды и давлением на входе в насос. В одинарный мягкий сальник затворная жидкость не подаётся. В двойное сальниковое уплотнение при температуре перекачиваемой жидкости до 90 °C затворная жидкость подаётся в тупик, а при температуре свыше 90 °C — на проток.

К одинарному торцовому уплотнению может подводиться перекачиваемая жидкость из напорного трубопровода.

В двойное торцовое уплотнение затворная жидкость подаётся только на проток.

Затворная жидкость во всех случаях подаётся под давлением, превышающим давление перед уплотнением на 0,5…1,5 кГс/см2.

В качестве затворной жидкости может быть использована любая нетоксичная и невзрывоопасная жидкость с температурой не выше 40 °C, содержащая частицы размером до 0,2 мм с объёмной концентрацией их до 0,1%.

Наибольшее допускаемое избыточное давление перекачиваемой жидкости на входе: для консольных насосов с сальниковым уплотнением — 3,5 кГс/см2, с торцовым уплотнением — 8 кГс/см2.

Допускаемая величина внешней утечки воды через сальниковое уплотнение до 3 л/час (через сальник должна просачиваться жидкость, чтобы смазывать и охлаждать уплотняющую поверхность).

Утечка через торцовое уплотнение существенно меньше и в идеале может быть близка к нулю.

Консольные насосы выпускаются отечественными насосными заводами по международному стандарту ИСО2858 и по ГОСТам (параметрическое обозначение) примерно в равном количестве.

Всё большее применение находят консольные насосы с торцовым уплотнением.

Особенностью моноблочных насосов типа КМ, в отличие от насосов типа К, является трудность замены штатного электродвигателя электродвигателем меньшей мощности, который необходим после обточки колеса. Подобная замена требует проведения дополнительных технологических операций. В ряде случаев, по мнению авторов, целесообразно выполнить обточку колеса, но не менять комплектующий электродвигатель. При этом обеспечиваются необходимые параметры насоса (подача и напор) с минимальными трудозатратами. При этом электродвигатель потребляет меньшую мощность.

В настоящее время заводы прекратили выпуск консольных насосов типа КМП (повысительные), используемых для перекачивания воды с температурой до 105 °C в жилых и общественных зданиях.

Главная конструктивная особенность этих насосов — соединение напорного и всасывающего патрубков с напорным и всасывающим трубопроводом при помощи гибких вставок. Применение гибких вставок позволяет снизить уровень вибрации, передаваемый электронасосом на трубопровод. Эти же вставки позволяют заменить насос и его детали без отсоединения трубопроводов.

Под замену ранее выпускаемых повысительных насосов поставщики предлагают моноблочные насосы для работы при температуре 105 °C, с двойным сальником или с высококачественным торцовым уплотнением фирмы «John Crane» (обозначение «JC»), укомплектованные гибкими вставками. Применение уплотнения фирмы «John Crane» обеспечивает устойчивую работу агрегата без подвода охлаждающей жидкости в уплотнение.

Сводная таблица технических характеристик консольных насосов типов К

Марка агрегата

Подача, м3/час

Напор, м

Частота вращения, об/мин

Потребляемая мощность, кВт

Допускаемый кавитационный запас, м

K80−65−160м

50

38. 00

2900

9. 50

4. 00

K80−65−160

50

35. 00

2900

9. 10

4. 00

K80−65−160а

45

30. 00

2900

6. 50

4. 00

К100−80−160

100

34. 00

2900

14. 00

4. 50

К100−80−160а

90

28. 00

2900

11. 00

4. 50

К100−80−160б

80

23. 00

2900

9. 00

4. 50

3. ОПРЕДЕЛЕНИЕ ОПТИМАЛЬНОЙ ЗОНЫ РАБОТЫ ЦЕНТРОБЕЖНОГО НАСОСА

Задание 1

Для испытуемого центробежного насоса по результатам экспериментальных данных (табл. 1)

Таблица 1. Результаты наблюдений

Измеренные величины

Номера опытных точек

1

2

3

4

5

6

Давление по манометру, МПа

0,34

0,342

0,315

0,252

0,172

0,113

Вакуум, мм рт. ст.

-3

+4

+26

+65

+112

+155

Подача насоса, л/с

0

2,24

4,52

6,8

8,9

10,57

Мощность, подведенная к электродвигателю, КВт

1,00

1,98

2,74

3,40

3,64

3,80

Скорость вращения, об/мин

730

730

730

730

730

730

необходимо:

-вычислить параметры и построить напорную характеристику Н = f (Q), кривую изменения к. п. д. насоса н = f (Q) и кривую мощности на валу насоса Nн = f (Q) при п = 730 об/мин;

-установить оптимальную зону работы насоса.

При расчетах учесть, что превышение центра манометра над точкой подключения вакуумметра составляет Z = 0,5 м; диаметр всасывающего патрубка насоса dB= 50 мм и напорного dH=40 мм.

Решение.

Определяем скорость движения воды во всасывающем (в) и напорном (н) патрубках:

и

где в, н площади живых сечений, соответственно всасывающего и нагнетательного патрубков.

Для 1точек имеем:

м

Все результаты вычислений, а также величины отсчетов по манометру: (1 ати= 10 м вод. ст.) и вакуумметру (1 мм рт. сг. = 13,6 мм вод,. ст.) заносим в таблицу 2 Затем вычисляем скоростные напоры

2 н /2g и 2вс /2g

Полный напор насоса Н находится по формуле (3. 3):

Н= Нв + Нн + z + 2 н /2g — 2вс /2g

Для точки 1, например, имеем:

Н=34+0,0408+0,5=35м

Затем по формуле Nп = gНQ определяем полезную мощность насоса по отношению

а= Nп / Nэд

находим к. п. д. агрегата в целом

где Nэд -- мощность, подведенная к электромотору.

Для точки 2 имеем:

Находим к. п. д. электродвигателя и по отношению н=а / эд определяют к.п.д. насоса.

Мощность на валу насоса равна

Nн = Nэд х эд

Nн=1×0,83=0,83

Таблица 2. Результаты расчетов

Измеренные величины и результаты расчетов

Номера опытных точек

1

2

3

4

5

6

Высота нагнетания: Нн =Рм/g, м

34

34,2

31,5

25,2

17,2

11,3

Нв=В х рт/в=

=В х 13 600/988, м вод. ст.

0,040

0,054

0,35

0,884

1,523

2,108

Полный напор насоса: Н, м вод. ст.

Н= Нв+Нн+z+2 н /2g -2вс /2g

35

35

33

27

21

16

Полезная мощность насоса:

Nп = gНQ, Вт

К.п.д. агрегата: а= Nп / Nэд

К.п.д. электродвигателя: эд

К.п.д. насоса: н=а / эд

0

0

0,83

0

784

0,39

0,84

0,47

1822

0,92

0,85

1,08

1836

0,54

0,86

0,63

1869

0,51

0,86

0,59

1649

0,45

0,86

0,52

Мощность на валу насоса:

Nн = Nэд х эд

0,830

1,663

1,683

2,924

3,130

3,268

По данным таблицы 2 построены характеристики: H=f (Q); н =f (Q); Nн =f (Q) (рис. 4).

Выводы:

Из анализа характеристик видно, что достаточно высокое значение к. п. д. (60% и более) сохраняется при подаче от Q1 = 4,2 до Q2 =6,9 л/с, этот интервал является оптимальным рабочим режимом насоса.

Задание 2

Даны: характеристики насоса H=f (Q); н =f (Q); Nн =f (Q) при скорости вращения n = 730 об/мин.

Требуется: перестроить характеристики на скорость вращения nн = 850 об/мин.

Решение.

Новые значения расхода Qн, напора Нн и мощности Nн находим из зависимостей, вытекающих из принципа кинематического подобия лопастных насосов, пользуясь уравнениями гидродинамического подобия:

Nн = (nн / n)3 N = (850 / 730)3 21 = 32,88 N

Принимая к. п. д. насоса по исходным точкам постоянным.

Результаты расчетов новых параметров насоса представим в виде таблицы:

Таблица 3. Пересчет параметров насоса

Известные величины и результаты пересчетов

Номера точек

1

2

3

4

5

6

Подача насоса:

При n = 960 об/мин Q, м3/с х 10−3

При n = 850 об/мин Qн, м3/с х 10−3

0

0

40

46,5

80

93,15

120

139,7

160

186,3

180

209,5

Полный напор насоса:

При n = 960 об/мин Н, м

При n = 850 об/мин Нн, м

40

54,2

42

56,7

43

58,05

41

55,35

35

47,25

32

43,2

Полезная мощность насоса:

При n =960 об/мин N =gНQ, кВт

При n =850 об/мин Nн =gНQ, кВт

21

32,8

33

51,5

47

73,32

61

95,16

69

107,6

76

118,5

К.п.д. насоса:

При n =960 об/мин ,%

При n =850 об/мин н,%

_____________________________

Допустимая по условиям кавитации величина вакуума:

При n = 960 об/мин Нвакдоп, м

При n = 850 об/мин Нвакдоп, м

0

0

49

49

71

71

79

79

80

80

75

75

6,4

5,14

6,4

5,14

6,3

5,005

5,6

4,06

4,2

2,17

-

-

Новые значения находим по формуле:

Новые характеристики, построенные по данным таблицы 3, показаны на рисунке 5.

Выводы:

Как видно из рисунка, величина оптимальной производительности насоса после уменьшения скорости вращения сократилась со 140 до 100 л/сек.

Задание 3

Дано: Подача центробежного насоса Q = 3,2 л/с, температара воды t = 200С.

Требуется организовать перекачку воды из колодца с отметкой уровня в нем 350 м в резервуар на уровень 380 метров по металлическому водоводу с длиной всасывающей линии lBC= 16 м и нагнетательной -- lH = 220 м.

При определении потерь напора учитывать:

-на всасывающей линии приемный клапан с сеткой и два по 90 град. отвода и если потребуется, прямой переход;

— на нагнетательной линии: задвижку, обратный клапан, и если нужно, переход.

Решение.

1)Подбираем трубопроводы и определяем напоры в них. Диаметр труб определяется заданным расходом и допустимыми скоростями во всасывающей линии V2 = 0,8 — 1,5 м/с, в нагнетательной V1 = 1 — 2 м/с.

Указанным условиям соответствуют: для всасывающей линии труба d1 = 125 мм с площадью сечения W1 = 123 см², при этом скорость движения воды будет равна; для нагнетательной линии — труба диаметром d2 = 100 мм с площадью сечения W2 = 78,5 см², при скорости движения воды

1) Определяем потери напора в водоводах.

Местные потери определяем по эквивалентным длинам (таблица 21)

Для всасывающей линии:

2 колена…2×0,55=1,1 м

клапан…31 м

всего…32,1 м

Для нагнетательной линии.

Задвижка…0,25 м

Обратный клапан…23 м

Всего…23,25 м

С учетом местных потерь приведенные длины всасывающей и нагнетательной линии будут равны:

l’BC =16+31,1=48.3 м

l’H = 220+23,25=243,25 м

Потери напора на трение по длине трубопроводов определяем по формуле:

Коэффициент сопротивления трению при абсолютной шероховатости внутренней поверхности трубы= 0,5 мм и отношение d/ для всасывающей трубы 125/0,5 = 250, а для нагнетательной трубы 100/0,5 = 200.

Определяем по таблице 4.

Таблица 4. Зависимость от d/ в квадратичной области

d/

100

200

300

400

500

600

700

800

900

0,0379

0,0304

0,0269

0,0249

0,0234

0,0223

0,0216

0,0207

0,0202

Для всасывающей трубы

BC=0,029;

Для напорной трубы

Н= 0,03

С учетом найденных величин определим потери напора во всасывающей линии:

При расходе Q=0,0032 м3/с скорости V1=0,26 м/с

Потери напора в нагнетательной линии:

при скорости V2=0,41 м/с величина потерь

Сумма потерь во всасывающей и нагнетательной линиях составляет:

hпот=hBC + hH = 0,03+0,61 = 0,64 м

2)Для сравнения определим местные потери напора, пользуясь не эквивалентными длинами, а коэффициентами местных потерь всасывающего клапана кл= 8 и колена = 0,29 (табл. 6)

Тогда сумма потерь во всасывающей линии:

Т.е расчет получается примерно таким же, как и при расчете по эквивалентным длинам.

3)Выбор типа насоса.

Полный напор Н определяется из равенства:

H = Hг + hпот ,

где Нг — геометрическая высота подъема, м.

Hг = 380−350=30 м, тогда полный напор равен:

H = 30 +0,64 =30,64 м.

Для подачи расхода Q = 3,2 л/с при напоре Н = 30,64 м пригоден насос

К 45/55, характеристики которого показаны на схеме (рис. 6). Этот насос имеет всасывающий патрубок диаметром 80 мм и напорный диаметром 50 мм, поэтому для соединения с трубами нужны прямые переходы. Потери напора в переходах не учитываются в виду их незначительности.

З)Построение кривой характеристики трубопровода.

Для определения режима работы насоса и его производительности надо совместить на одном графике характеристику насоса H = f (Q) и характеристику трубопровода Hтр = (Q), которая показывает зависимость между подачей Q, л/с и необходимым для этого напором Н, м.

Чтобы получить уравнение этой кривой, воспользуемся полученными ранее зависимостями потерь напора во всасывающей (5) и нагнетательной (6) линиях от скорости движения в них жидкости, выражая скорости через расходы

V1 = Q/W1

V2 = Q/W2

Для всасывающей линии:

Для нагнетательной линии:

Теперь можно записать характеристики трубопровода.

Hтр = Hг + (3773+60 379)Q2= Hг + 64152Q2

Пользуясь этим уравнением, находим потери напора в зависимости от подачи и полный напор Н как функцию расхода подачи;

1

2

3

4

5

6

Q, л/с

4

8

12

16

20

24

Hтр = Hг + 64152Q2

31

34

39

46

56

67

По этим данным строим характеристику трубопровода Hтр= (Q).

Пересечение характеристики насоса H=f (Q) с характеристикой трубопровода Hтр=(Q) дает искомую точку 1, определяющую режим работы насоса: напор Н и производительность Q.

Из графика находим Q=17 л/с и Н=48 м. Полученная производительность больше заданной, и, если нельзя увеличить подачу до этой величины, что явилось бы лучшим решением, нужно увеличить сопротивление трубопровода, например прикрытием задвижки, так, чтобы получить заданный расход.

Точка 2 будет характеризовать нужный режим.

Как видно из рисунка в добавочном сопротивлении нужно погасить 3 м напора.

4)Определяем потребную мощность на валу насоса для обоих режимов подачи:

А) При расходе 15 л/с (рабочая точка 2) КПД насоса = 0,65, тогда

Б) При расходе Q = 17 л/с (рабочая точка 1) КПД насоса = 0,65, тогда

на 1 л/с N' = 12, 3/15 = 0,72 кВт.

Как видно из расчета регулирование задвижкой приводит к перерасходу электроэнергии.

Чтобы подать данным насосом требуемый расход 16 л/с, нужно либо уменьшить частоту вращения, либо применить обточку рабочего колеса насоса. При таком решении вопроса потери мощности не будет.

Задание 4

Дано: По условиям предыдущей задачи сделать расчет допустимого по условиям кавитации положения насоса над уровнем воды в водоприемнике.

Решение.

Величина допустимого по условиям кавитации вакуума Hдопвак по характеристике насоса при Q =3,2 л/с равна 6,1 м.

Предельная высота всасывания составит:

Где hBC -потери напора во всасывающей трубе, м;

V1 — скорость движения воды во входном патрубке насоса, м/с;

,

соответственно

Следовательно,

hB = 6 — 0,03 — 0,02 = 6,05 м

Определим эту же величину пользуясь формулой Руднева. Предельная высота всасывания зависит от коэффициента кавитации

hB = (Рат — Рп)/g — hвс — Н ,

где Рат — атмосферное давление, Па;

Рп — давление на входе в рабочее колесо, при котором ещё не наблюдается вскипания жидкости, по сути оно равно давлению насыщающих паров при данной температуре воды, Па;

— коэффициент запаса, обычно принимается равным 1,2;

Н — полный напор насоса, м;

— коэффициент кавитации, принимаемый по справочникам, его можно вычислить по формуле Руднева:

= 10/Н (n Q½ / С) 4/3

где n — частота вращения рабочего колеса насоса, об/мин;

С — кавитационный коэффициент быстроходности, зависящий от конструкции насоса, для чистых жидкостей С = 800…1000,для перекачки загрязнённых жидкостей С = 600…700;

= 10/53 (2900×0,016 Ѕ /800) 4/3 = 0,066

При температуре 20оС напоры равны Рат/g =10,3 м и Рп/g =0,24 м, тогда:

hB = 10,3 — 0,24 — 0,03 — 1,2 * 0,066 * 53 = 5,84 м.

Окончательно предельную геометрическую высоту всасывания принимают 0,5…1,5 м менее расчетной, таким образом, для нашего случая можно принять hB = 3,5 м и расположить центр насоса на отметке 365 + 3,5 = 368,5 м.

Задание 5

Дано: По условиям задачи 3 необходимо изменить скорость вращения насоса так, чтобы без добавочных сопротивлений в водоводе подавать Q = 0,016 м3/с.

Решение.

1) Построение кривой подобных режимов.

Предварительно через точку 3 (рис.6) с заданными координатами Q = 0,016 м3/с и Н = 43 м проводим кривую подобных режимов пользуясь соотношением

где Qn — некоторый расход, а Нn — соответствующий ему полный напор насоса.

Так как для точки 3 этой кривой значения Q и H известны, то можно записать:

Уравнение искомой кривой будет

По этому уравнению определим для нескольких значений Qn соответствующие напоры Hn:

По полученным данным строим кривую подобных режимов (кривая а), вспомогательная точка 4 пересечения кривой с характеристикой насоса H = f (Q) имеет координаты: Q4 =16,9 л/с и Н4 =48 м при n =2900 об/мин.

2) Расчет скорости вращения вала насоса.

Находим искомую скорость вращения по формуле:

Значит, уменьшая скорость вращения вала насоса до n= 2750 об/мин можно снизить производительность до данной величины Q = 0,016 м3/с.

Такой же результат получим из выражения

= n (Н / Н4) = 2900 (43 /48 ) = 2597 об/мин.

3) Расчет изменения предельной высоты всасывания hBC . Соотношение чисел оборотов после и до введения нового режима составит 2750/2900 = 0,95. Следовательно исходная производительность при 2900 об/мин должна быть 16/0,95 = 16,8 л/с. Этой производительность соответствует значение (рис. 1) .

Новое значение при уменьшении скорости вращения находится по формуле:

тогда предельная высота всасывания составит (см. задачу 4):

hBC = 4,4 — 0,03 — 0,02 = 4,35 м

Задание 6

Условие: необходимо обточить колесо насоса при условиях задачи 3 так, чтобы без добавочных сопротивлений в водоводе подавать расход Q = 0. 016 м3/с.

Решение.

1) Определение размера обточки.

Воспользуемся ранее полученным соотношением и кривой на рисунке 6. Точка 4 на этой кривой определяет Q = 14,5 л/с H=34 м при нормальном диаметре колеса D = 220 мм. Пользуясь соотношением

находим искомый диаметр колеса:

,

который получается обточкой 22 мм или 9%, что ниже допустимого предела обточки 20%.

2) Пересчет характеристики насоса после обточки.

Находим величину напора после обточки из соотношения

,

откуда

Для построения новых характеристик Q = f (H) воспользуемся соотношениями

Qобт = 0,95Q и Нобт = 20,5Н,

КПД принимаем на 1,17% ниже.

Задание 7

Условие: рассчитать изменение производительности насосной станции, если к установленному центробежному насосу, по данным задачи 3, добавить параллельно второй такой же насос при неизменном нагнетательном трубопроводе и отдельных всасывающих линиях.

Решение.

1) Построение характеристики двух параллельно работающих насосов.

Сначала построим характеристику Н = f (Q) для одного из насосов, затем удваиваем абсциссы точек этой кривой и по полученным координатам строим новую кривую Н = f (2Q), которая характеризует совместную работу двух параллельных насосов.

2) Построение характеристики трубопровода.

Затем строим характеристику трубопровода НТР = f (Q), для чего воспользуемся полученными ранее в задаче 3 зависимостями для определения потерь во всасывающей линии hBC = 3773Q2 и в нагнетательной линии hH=60 379 Q2.

При совместной работе двух насосов на один трубопровод и отдельных всасывающих линиях подача на каждой из всасывающих труб будет равна половине подачи всей насосной станции, поэтому уравнение потерь напора в водопроводной системе запишется так:

где Q — суммарная подача двух насосов, в м3/с.

Составим по этому уравнению таблицу зависимости H = f (Q) и h = 47830Q2

1

2

3

4

5

6

Q, л/с

4

8

12

16

20

24

Hтр = Hг + 61 322 Q2

31

34

39

47

54

65

По этим данным наносим на график (рис. 8, кривая 2) характеристику трубопровода при работе двух насосов. На этот же график наносим характеристику трубопровода h = 61322Q2 при работе одного насоса (кривая 1), полученная ранее (рис 5). Некоторое смещение кривой 1 объясняется наличием в первом случае второй всасывающей линии, что разгружает всасывающий водовод и уменьшает потери напора в нем.

2)Определение оптимального режима работы насосов.

Пересечение кривой 2 с совместной характеристикой двух насосов в точке В показывает режим работы насосов: производительность Q =22,5 л/с полный напор H = 58 м

Таким образом, включение в работу второго насоса увеличивает производительность насосной станции лишь на Q = 22,5−16,5= 6л/с, или на 27%.

Такое небольшое увеличение производительности объясняется крутой характеристикой трубопровода ввиду быстрого нарастания потерь напора.

Задание 8

Условие: центробежный насос, характеристики которого показаны на рисунке 9., работает параллельно с поршневым насосом производительностью Qn = 8,3 м3/ч.

Определить подачу по трубопроводу при параллельной работе обоих насосов и при работе каждого насоса в отдельности.

Решение.

Производительность поршневого насоса Qп = 8,3 м3/час = 8300: 3600 = 2,3л/с. Совместную характеристику насосов строим сложением абсцисс кривой 1 (характеристика центробежного насоса) и прямой 2 (характеристика поршневого насоса). На графике она представлена кривой 3. Характеристика трубопровода представлена кривой 4 (взятой из рис. 5)

Пересечение кривых 3 и 4 (точка В) определяет параметры совместной работы двух насосов: Н = 53 м и Q = 17,8 л/с;

насос роторный консольный центробежный

из них поршневой насос подает 16 л/с, так как его производительность постоянна,

и центробежный насос подает 1,8 л/с.

При работе одного центробежного насоса производительность определяется пересечением кривых 1 и 4 координатами (точка А) Н = 48 м и Q = 15,7 л/с.

При работе одного поршневого насоса режим его определяется пересечением кривой 4 и прямой 2 в точке С: подача Q = 2,3 л/с Н =31 м.

Список рекомендуемой литературы

Основная

1. Башта, Т. М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы: Учебник для машиностроительных вузов / Т. М. Башта, С. С. Руднев, Б. Б. Некрасов и др. -2-е изд., перераб. -М.: машиностроение, 1982. -423. с

2. Лепешкин, А. В. Гидравлические и пневматические системы: учебное издание/ Лепешкин А. В., Михайлин А. А.; под редакцией Ю. А. Беленкова .- М. «Академия»; 2004−336с.

3. Некрасов, Б. Б. Задачник по гидравлике, гидромашинам гидроприводу: уч. пособие для машиностроит. спец. вузов/ Б. Б. Некрасов, И. В. Фатиеев, Ю. А. Беленков и др. /; Под ред. Б. Б. Некрасова М.: Высш. шк., 1982. -192 с.: ил.

4. Лабораторный практикум по гидравлике, гидромашинам и гидроприводу: уч. пособие. -изд-ие 3-е, перераб. и доп./ под ред. Я.М. Вильнера- Минск: Выш. шк. 1980. -224 с.

5. Поспелов, Г. А. Руководства по курсовом и дипломному проектированию по холодильным и компрессорным машинам: уч. пособие для вузов/ Под общ. Ред. Г. А. Поспелова. М: Машиностроение 1986−262 с

6. Касьянов, В. М. Гидромашины и компрессоры: учебник для вузов. 2-е изд. перераб. и доп. -М., Недра, 1981−356с.

Дополнительная

1. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам./ Я. М. Васильев и др. Минск, высшая школа, 1989

2. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам./ под общ. Ред. Б. Б. Некрасов — Минск, высшая школа, 1985

3. Сборник задач по машиностроительной гидравлике: Учебная пособие для вузов/ Д. А. Бутаев. З. А. Калмыков, Л. Г. Подвиз и др. — 4-е изд., перераб. -М.: Машиностроение 1981

4. Башта, Т. М. Гидропривод и гидропневмоавтаматика- М. :Машиностроение 1971−672с.

5. Чупраков, Ю. Т. Гидропривод и средство гидроавтаматики: учебное пособие для вузов по специальности «Гидропривод и гидропневмоавтаматика"-М; Машиностроение, 1972−832с.

6. Андреев, А. Ф. Гидропневмоавтаматика и гидропривод мобильность машин. Объемные гидро-и пневмомашины и передачи: учебное пособие для вузов/ А. Ф. Андреев, Л. В. Бардашевич, Н. В. Багдан и др; под. Ред. В.В. Гуськов-М.: высшая шкала 1987−310с. Ил.

7. Пненвматические устройства и системы машиностроении: справочник/ Е. В. Герц, А. И. Кудрявцев, Л. В. Ложкин и др. -М.: Машиностроение, 1981

8. Васильченко, В. А. Гидравлическое оборудование мобильных машин: Справочник. -- М.: Машиностроение, 1983. -- 301 с.

9. Кривченко, Г. И. Гидравлические машины: Турбины и насосы. -- М.: Энергоатомиздат, 1983. -- 320 с.

10. Свешников В. К. Станочные гидроприводы: справочник./ Свешников В. К., Усов А. А. -- М.: Машиностроение, 1982. -- 464 с.

11. Смазочно-охлаждающие технологические средства: Справоч / Под ред. С. Г. Энтелиса, Э. М. Берлинера. М.: Машиностроение, 1986. 351 с.

12. Справочное пособие по гидравлике, гидромашинам и гидроприводам / Я. М. Вильнер, Я. Т. Ковалев, Б. Б. Некрасов Минск: Вы. шк 1985. 382 с.

13. Стесин, С.П., Гидродинамические передачи./ Стесин, С.П., Яковенко Е. А. -- М. :Машиностроение, 1973. -- 352 с.

14. Холин, К. М. Основы гидравлики и объемные гцдроприводы. /Холин К.М., Никитин О. Ф. -- М.: Машиностроение, 1989. -- 264 с.

ПоказатьСвернуть
Заполнить форму текущей работой