Размещено на http://www.allbest.ru/

29

Содержание

Введение

1. Исходные данные

2. Гидравлические расчеты

2.1 Расчет диаметров трубопровода

2.2 Определение потерь напора в трубопроводе

2.3 Расчет потребляемых напоров и выбор базовой ветви

2.4 Подбор насоса и описание его конструкции

3. Расчет конструкции и основных параметров насоса

4. Выбор электродвигателя

Выводы

Список литературы

Введение

Гидравлическими машинами называются устройства, которые служат для преобразования механической энергии двигателя в энергию перемещаемой жидкости (насосы) или для преобразования гидравлической энергии потока жидкости в механическую энергию (гидравлические турбины).

Целью данной курсовой работы является овладение навыками расчета гидравлических параметров заданной технологической схемы - сложного трубопровода, выбор по рассчитанным показателям центробежного насоса, а также расчет его характеристик.

Гидравлический расчет трубопровода производится с целью определения геометрических размеров каждого трубопровода, предназначенного для пропуска определенного расхода жидкости (в данном случае воды). На основе полученных диаметров ведутся дальнейшие гидравлические расчеты, включающие определение потерь напора по ветвям, необходимое для выбора насоса.

В качестве исходных величин заданы геометрические параметры (длины участков, диаметры емкостей, углы…), свободные напоры и расходы через ответвления. И чтобы обеспечить указанные расходы жидкости ко всем точкам потребления, производительность выбираемого насоса должна быть равна сумме расходов по всем ветвям, а напор должен быть равен максимальному полному напору.

Для соблюдения последнего условия выбирается участок с наибольшим потребляемым напором ( базовая ветвь), величина которого получается из сравнения полных напоров по всем ветвям технологической схемы.

На основе полученных показателей из каталога выбирается подходящий насос, а затем производится пересчет его характеристик с теоретических на действительные.

1. Исходные данные

Длины участков:

l₁ = 6 м; l₂ = 14 м; l₃ = 1 м; l₄ = 2 м; l₅ = 1 м.

Отметки установки приемных емкостей, м:

z₁= 6; z₂= 12.

Свободный напор в точках потребления:

H₁ = 10 м; H₂ = 4 м.

Расходы через ответвления:

Q₁ = 2 м³/ч; Q₂ = 4 м³/ч.

Диаметр витков змеевика:

Д = 1 м.

Диаметр расширительной емкости:

Д_р = 0,2 м.

Угол расширения и сужения на переходе:

?=4⁰.

Число витков змеевика:

n=5.

Шаг между витками змеевика:

t=2d (два диаметра трубопровода).

2. Гидравлические расчеты

2.1 Расчет диаметров трубопровода

Диаметры трубопровода определяются по формуле:

(1)

где Q_i- расход среды для каждой ветви, м³/с;

W- скорость жидкости, м/с.

Так как расход жидкости Q_i известен, следует задаться значением скорости. На практике для сред, перекачиваемых насосами, рекомендуют принимать значения скорости W =1.5 м/с

Находится расход по общей ветви

Q₀=. (2)

Q₀==Q₁+Q₂ =2+4=6 м³/ч.

Далее следует перевести значения расходов из м³/ч в м³ /с

Q₁=2 м³/ч= ,

Q₂=4 м³/ч=,

Q₀=6 м³/ч= .

Диаметры трубопроводов рассчитываются по вышеприведенной формуле (1):

d₁=

d₂=

d₀=

Согласно этим расчётам выбираются ближайшие стандартные диаметры труб

по ГОСТ 3262-75 для стальных водогазопроводных труб по условному проходу и затем вычисляются внутренние диаметры труб по формуле:

d_i=D_i-2b_i (3)

где D_i - наружный диаметр соответствующего трубопровода, мм;

b_i -толщина стенки, мм.

Для первой ветви выбрана труба обыкновенная, неоцинкованная обычной точности изготовления, с условным проходом 25мм, толщиной стенки 3,2мм.

Для второй ветви - труба обыкновенная, неоцинкованная обычной точности изготовления, с условным проходом 32мм, толщиной стенки 3,2мм.

Для общей ветви - труба обыкновенная, неоцинкованная обычной точности изготовления, с условным проходом 40мм, толщиной стенки 3,5мм.

Первая ветвь- Труба 25*3,2, ГОСТ 3262-75

Вторая ветвь- Труба 32*3,2, ГОСТ 3262-75

Общая ветвь- Труба 40*3,5, ГОСТ 3262-75

Внутренние диаметры трубопроводов:

d₁=D₁-2b₁=33.5-2*3.2=27.1мм,

d₂=D₂-2b₂=42.3-2*3.2=35.9мм,

d₀=D₀-2b₀=48-2*3.5=41мм.

Необходимо установить скорость течения жидкости в зависимости от уточненного внутреннего диаметра труб:

W_i= (4)

где di - стандартный внутренний диаметр, м.

W₁=

W ₂=

W ₀=

2.2 Определение потерь напора в трубопроводе

Определяются потери напора в трубопроводе, которые подразделяют на потери на трение по длине и местные потери. Первые из них возникают в прямых трубах постоянного сечения и изменяются пропорционально длине трубы и увеличиваются с увеличением шероховатости трубы. В свою очередь, местные потери вызваны наличием местных сопротивлений, таких как резкие повороты, вентили и т. п., которые вызывают ту или иную деформацию русла.

Потери на терние по длине первой ветви.

Потери на трение по длине определяются по формуле:

?h_тренi= _i (5)

где _i - коэффициент Дарси;

l_i - длина рассматриваемого участка трубопровода (длина первой ветви), м;

d_i - соответствующий диаметр трубопровода, м;

W_i- скорость жидкости, м/с.

_i =0.11 , (6)

где ?_i - абсолютная эквивалентная шероховатость, зависящая от состояния труб. Для новых стальных труб, согласно [1, c. 11] принимается ?=0,0001м (0.1 мм);

Re_i - число Рейнольдса, рассчитываемое по формуле:

Re_i = (7)

где -коэффициент кинематической вязкости, согласно справочной литературе, при температуре воды Т_воды=20⁰С (н.у), =1.005*10^-3 ,Па*с;

- плотность жидкости при Т_воды=20⁰С. = 998 кг/м³

число Рейнольдса определяет режим движения жидкости в трубе.

Re₁= (турбулентный режим)

Коэффициент Дарси равен:

Потери на трение по длине в первой ветви трубопровода:

Потери на местные сопротивления в первой ветви.

Потери напора в местных сопротивлениях определяются по формуле Вейсбаха:

, (8)

где _i- коэффициент местных сопротивлений.

Определяются коэффициенты местных сопротивлений.

Вход в трубу с острыми краями из расширительной емкости (считая ее резервуаром ввиду отсутствия данных о степени сужения)

Согласно приложению [1, с. 28] =0,5

Вентиль нормальный при полном открытии при условном проходе D= 25мм.

Согласно справочным данным, _вен = 7

Два резких поворота под углом 90⁰.

Согласно [1, с. 30] _пов=1,0

Выход из трубы в резервуар.

Согласно [1, с.28] _вых=1.0

Определение коэффициента местного сопротивления змеевика:

, (9)

где- коэффициент, определяемый из таблицы [1, с.13];

- число витков змеевика;

- радиус витка.

е выбирается в зависимости от отношения /d.

/d = 0,5/0,0271=18.45, тогда

;;

Суммарное местное сопротивление первой ветви

м

Расчет общих потерь по первой ветви ведется по формуле:

?h_i=?h_тренi+У?h_м.сi (10)

?h₁=0,325+1,43=1,755

Потери на терние по длине второй ветви.

Расчет потерь ведется по формулам (5) - (7), указанным ранее, при скорости в трубе

W₂ = 1.1 м/с

Находится число Рейнольдса:

Re₂= (турбулентный режим)

Коэффициент Дарси

Потери на трение по длине

Здесь l₂ - расчетная длина участка, складывается из l₂ и l₃ - соответствующих длин на технологической схеме.

Также на второй ветви имеются потери на трение по длине между диффузором и конфузором, которые также необходимо определить.

Расчетная длина:

м

Расчетный диаметр:

м

Пересчитывается скорость течения жидкости по формуле (4):

м/с,

Рассчитывается критерий Рейнольдса

(турбулентный)

Тогда безразмерный коэффициент Дарси равен:

,

Потери на трение на рассмотренном участке равны:

м.

Потери на местные сопротивления во второй ветви.

Коэффициенты местных сопротивлений:

Вход в трубу с острыми краями из расширительной емкости.

Согласно [1, с. 28]

_вх=0,5

Вентиль нормальный при полном открытии при условном проходе D= 32мм. гидравлическая машина трубопровод насос

Согласно справочнику _вен=6,14

Резкий поворот под углом 90⁰ (2 точки)

Согласно [1, с. 30] _пов=1,0

Выход из трубы.

Согласно [1, с.28] _вых=1.0

Диффузор.

Согласно [1, с.12], коэффициент местных сопротивлений для диффузора рассчитывается по формуле:

о_диф = , (11)

где п - степень расширения диффузора (отношение площадей сечений):

n = F₂/F₁=D_расшир²/d₂² (12)

n = (2d)²/d² = 4

Определяется коэффициент местных сопротивлений конфузора:

(13)

Где , - площадь сечения до сужения и после, м²; ;

Коэффициент сопротивления конфузора

В обоих случаях расчета, как для диффузора, так и для конфузора, принимаемые коэффициенты Дарси имеют различное значение, так как следует вести расчет по параметрам после расширения и сужения соответственно.

Потери напора на местные сопротивления во второй ветви:

м.

Расчет общих потерь по второй ветви:

?h₂=?h_трен2+?h_{тр расш}+ ?h_м.сi (14)

?h₂=0,73+2,7*10^-4+ 0,61=1,341м.

Потери на трение по длине в общей ветви.

W₀ = 1.26 м/с.

Число Рейнольдса:

Re₀= (турбулентный режим).

Коэффициент Дарси:

Потери на трение по длине:

.

Здесь в качестве расчетной длины взято l₄ + l₅ = 3 м.

Потери на местные сопротивления в общей ветви.

Вход в трубу с острыми краями из резервуара:

Согласно литературе [1, с. 28],

_вх=0,5

Вентиль нормальный при полном открытии при условном проходе D= 40мм (2 вентиля).

Согласно [1, с. 29], _вен=4,9

Внезапное расширение

Коэффициент сопротивления внезапного расширения о₃, согласно формуле

(15)

где F₁ - сечение трубы до расширения, м²;

F₂ - сечение трубы после расширения, м².

Вычисляются потери напора на местные сопротивления в общей ветви:

(0. 5+4.9+4.9+0.91)*(1.26)²/2*9.81=0.91м.

Расчет общих потерь по общей ветви:

?h₀ =?h_трен0+?h_м.с0=0.162+0.91=1.072м.

2.3 Расчет потребляемых напоров и выбор базовой ветви

Следует рассчитать полный потребляемый напор, необходимый для подачи жидкости по ветвям по формуле [1,с. 16]:

Н_полнi=?h₀+?h_i+H_i+z_i, (16)

где Н_i- свободный напор в точках потребления , м;

z_i- отметки установки приёмных ёмкостей, м.

Наибольший из полученных напоров будет определять требуемый напор для выбираемого насоса. Сумма расходов по ветвям определяет требуемую производительность насоса.

По первой ветви:

Н_полн1=?h₀+?h₁+H₁+z₁ =1,072м+1,755м+10м+6м=18,827м.

По второй ветви:

Н_полн2=?h₀+?h₂+H₂+z₂ =1,072м+1,341м+4м+12м=18,413м.

,

Напор [1, с.16]:

Н_max=max(H_полнi),

В данном случае требуемые производительность и напор равны:

Q_нас=6 м³/чН_нас=18,827м

То есть базовой ветвью является первая, она будет определять напор насоса.

2.4 Подбор насоса и описание его конструкции

Выбор насоса для заданной технологической схемы производится по каталогу «Консольные центробежные насосы типа К на отдельной стойке и моноблочные насосы типа КМ» на основании расчёта гидравлических параметров технологической схемы. Требуемый режим насоса (подача и напор) должен находиться в пределах его рабочей характеристики. По подаче и напору на сводном графике полей Q-H предварительно выбирают насос требуемого типоразмера, а затем по графической характеристике уточняют правильность выбора. Также при выборе насоса важно обеспечить его бескавитационную работу. Для этого необходимо убедиться, что выбранный насос по своим кавитационным качествам соответствует системе, в которую его устанавливают.

По результатам расчётов

Q_нас=6м³/ч Н_нас=18,827 м

выбран насос К 20/30.

Частота вращения вала насоса n = 2900 об/мин;

допускаемый кавитационный запас Дh_доп = 4 м;

напор H = 19 м;

подача Q = 20 м³/ч;

максимальная подача Q_max = 30 м³/ч;

мощность насоса N = 1,6 кВт;

КПД насоса з = 64%

диаметр рабочего колеса D = 132 мм;

завод - изготовитель: ПО «Армхиммаш».

Насосы типов К и КМ с деталями проточной части из серого чугуна изготавливаются с производительностью 5-360м³/ч и напором 10-90м для перекачивания воды с температурой от 0 до 85⁰С, а также других жидкостей, сходных с водой по плотности и химической активности.

Для внесения большего разнообразия в рабочие параметры насосов заводы широко практикуют обрезку рабочих колес. Это дает изменение параметров при сохранении конструкции и габаритов насоса.

Насосы типа К - консольные одноступенчатые с приводом от электродвигателя через упругую муфту, с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу. Подвод жидкости - горизонтально по оси вала, отвод - вертикально вверх.

Корпус насоса представляет собой чугунную отливку, внутренняя полость которой изготовлена в виде спирали, переходящей в напорной патрубок. В нижней части корпуса предусмотрено отверстие, закрытое пробкой, для слива рабочей жидкости из полости насоса перед длительной остановкой насоса или его разборкой. В верхней части спирального отвода корпуса имеется отверстие, закрытое пробкой, для удаления воздуха из полости насоса перед его заливкой.

Крышка корпуса отлита как одно целое с входным патрубком насоса. Рабочее колесо - закрытого типа, закреплено на валу при помощи шпонки и гайки; разгруженное от осевых усилий (за счёт разгрузочных отверстий в заднем диске колеса). Благодаря разгрузке снижается давление перед узлом уплотнения вала насоса.

Для увеличения ресурса работы насоса корпус и крышка корпуса защищены сменными уплотняющими кольцами. Небольшой зазор между уплотняющим кольцом и уплотнительным пояском рабочего колеса препятствует перетоку перекачиваемой насосом жидкости из области высокого давления в область низкого давления, что обеспечивает высокий КПД насоса. Направление вращения вала - против часовой стрелки, если смотреть со стороны электродвигателя. Насос с электродвигателем устанавливают на общей фундаментной плите.

Характеристика насоса

3. Расчет конструкции и основных параметров насоса

Определение коэффициента быстроходности:

n_s = 3.65n (17)

n_s = 3.65*2900 (тихоходное колесо)

Расчет коэффициентов полезного действия:

объемный к.п.д.

з₀ = (18)

з₀ =

гидравлический к.п.д.

з_г = , (23)

где D_пр - приведенный диаметр, мм, который рассчитывается:

D_пр = (19)

D_пр = мм

з_г =

механический к.п.д. принимается з_м = 0,93;

Рассчитывается полный к.п.д.

з= з₀* з_г* з_м (20)

з= 0,95* 0,966* 0,93=0,85

Мощность на валу насоса в кВт:

(21)

кВт

Крутящий момент на валу, кгс*см:

М = (22)

М = кгс*см

Допускаемое напряжение кручения принимается равным ф_доп = 150 кгс/см², и с его помощью рассчитывается диаметр вала, мм:

(23)

мм, принимается = 9 мм

Также рассчитывается диаметр ступицы, мм:

(24)

2*8 = 18 мм.

и длина ступицы, мм:

 (25)

= 1,5*18 = 27 мм.

Диаметр рабочего колеса на входе равен (мм) :

D₁ (26)

D₁ мм.

Далее следует расчет скоростных характеристик на входе в колесо:

окружная скорость, м/с:

(27)

м/с

меридиональная составляющая абсолютной скорости, м/с:

(28)

м/с

Скорость потока перед входом на лопатки с₀ принимается близкой с₁, поэтому условно можно считать их равными.

с₀=с₁=

Задавшись углом атаки лопасти i = 4⁰, определяется угол лопасти на входе в рабочее колесо:

(29)

Коэффициент стеснения входного отверстия м = 0.9. На основании этого рассчитывается ширина лопасти на входе, мм:

(30)

Угол лопасти на выходе из рабочего колеса принимается равным в₂ = 20⁰.

Определяется окружная скорость на выходе из рабочего колеса:

(31)

м/с

Диаметр рабочего колеса на выходе, мм:

(32)

мм.

Ширина лопасти на выходе из рабочего колеса:

(33)

мм.

Число лопаток рабочего колеса:

(34)

Осевая сила:

(35)

где щ - угловая скорость вращения вала, щ = , 1/с

щ = 1/с

Затем рассчитываются кавитационные характеристики насоса:

кавитационный запас, м:

Н_кав = (36)

где р₀ - давление всасывания, р₀ = 10⁵ Па;

р_нас - давление насыщенного водяного пара при 20⁰С, р_нас = 2340 Па.

Н_кав = м.

Рассчитывается критическая высота всасывания:

Н_кр = Н_кав-10 (37)

где С_к - коэффициент, определяющий стойкость насоса к кавитационным явлениям, принимается С_к = 1000.

Н_кр = 9,96-10

Пересчет рабочих характеристик.

Действительные характеристики рассчитываются по формулам подобия насосов:

(38)

(39)

; (40), (41)

Диапазон по производительности насоса делится на десять интервалов с определенным шагом, составляется таблица 1, в которую заносятся значения напора, к.п.д. и мощности, соответствующие данному интервалу по производительности для стандартного насоса.

D₂ = 132 мм, D`₂ = 130,88 мм

Пересчитанные характеристики насоса

Q`, м3/ч	H`,м	%	, кВт
0	21.63	0	0.48
2.436902	21.82	23.00	0.67
4.873804	22.02	38.00	0.77
7.310706	21.82	48.00	0.96
9.747608	21.63	55.00	1.05
12.18451	20.84	60.00	1.15
14.62141	20.65	62.00	1.25
17.05831	19.66	63.00	1.44
19.49522	18.68	63.00	1.53
21.93212	16.71	64.00	1.63
24.36902	15.73	64.00	1.72

Теоретические характеристики насоса

№	Q, м3/ ч	Н, м	з, %	N, кВт
1	0	22	0	0.5
2	2.5	22,2	23	0.7
3	5	22.4	38	0.8
4	7.5	22.2	48	1
5	10	22	55	1.1
6	12.5	21.2	60	1.2
7	15	21	62	1.3
8	17.5	20	63	1.5
9	20	19	63	1.6
10	22.5	17	64	1.7
11	25	16	64	1.8
12	27.5	14.5	63	1.8
13	30	13	62	1.9

График действительных характеристик насоса

Отдельно приведен график мощности

4. Выбор электродвигателя

Насосы комплектуют различными по мощности электродвигателями.

Мощность требуемого электродвигателя:

N_эд = КN_в, (42)

где К - коэффициент запаса, который принят

К = 1,5 при N_эд больше 1 кВт.

N_эд = 1,5*0,36=0,54кВт.

подбирается ближайший по мощности электродвигатель по величине N_эд:

АОЛ2-22-2

с мощностью N_эд = 2,2 кВт, масса агрегата m =90 кг. Масса насоса m = 38 кг.

Выводы

В ходе курсовой работы были произведены гидравлические расчеты насосной установки, а также был подобран центробежный насос К20/30. Также был произведен пересчет характеристик насоса, в результате чего кривые напора, мощности и к.п.д. сместились.

Пересчет осуществлялся по формулам подобия, при этом сравнивалось отношение стандартного и расчетного диаметров рабочего колеса.

D₂ = 132 мм, D`₂ = 130,88 мм

D`₂ = D₂

D`₂ =132мм

132,7*100%/130,88 ? 1,32%

Погрешность составляет 1 %.

По графической характеристике насоса определяются координаты рабочей точки:

Q_нас=6 м³/чН_нас=22м

Таким образом, выбранный насос обеспечивает систему необходимым расходом и напором, большим, чем требуемый. Это позволяет в случае необходимости расположить приемные емкости несколько выше указанного уровня.

Список литературы

1. Учебно-методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине « Насосы и компрессоры» для студентов специальности 17.05 - Дзержинск. НГТУ, 1995.

2. Методические указания. Выбор насоса для заданной технологической схемы для студентов специальности 17.05 - Дзержинск. ГПИ, 1989.

3. Методические указания к дипломному проектированию «Расчет гидравлического сопротивления трубопроводов» для студентов специальности 0516 всех форм обучения - Дзержинск. ГПИ, 1985.

4. Центробежные консольные насосы с осевым входом для воды К и КМ. Каталог. - М.: ЦИНТИХИМНЕФТЕМАШ, 1985.

5. Угинчус А.А. Гидравлика и гидравлические машины - Харьков.: Издательство Харьковского университета, 1966.

Размещено на Allbest.ru