Преимущества и применение насосов
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 возвратнопоступательного или вращательного и поворотного движения, а также системы управления, вспомогательных устройств и жидкостных магистралей (трубопроводов). Насосом называют гидравлическую… Читать ещё >
Преимущества и применение насосов (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
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 возвратнопоступательного 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 гидродвигателеммашину, 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 | 38.00 | 9.50 | 4.00 | |||
K80−65−160 | 35.00 | 9.10 | 4.00 | |||
K80−65−160а | 30.00 | 6.50 | 4.00 | |||
К100−80−160 | 34.00 | 14.00 | 4.50 | |||
К100−80−160а | 28.00 | 11.00 | 4.50 | |||
К100−80−160б | 23.00 | 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 | ||||||
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 | 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 | |||||||
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 | ||||||
Высота нагнетания: Нн =Рм/g, м | 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 | |||||||
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 | 0,83 | 0,39 0,84 0,47 | 0,92 0,85 1,08 | 0,54 0,86 0,63 | 0,51 0,86 0,59 | 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 | ||||||
Подача насоса: При n = 960 об/мин Q, м3/с х 10−3 При n = 850 об/мин Qн, м3/с х 10−3 | 46,5 | 93,15 | 139,7 | 186,3 | 209,5 | ||
Полный напор насоса: При n = 960 об/мин Н, м При n = 850 об/мин Нн, м | 54,2 | 56,7 | 58,05 | 55,35 | 47,25 | 43,2 | |
Полезная мощность насоса: При n =960 об/мин N =gНQ, кВт При n =850 об/мин Nн =gНQ, кВт | 32,8 | 51,5 | 73,32 | 95,16 | 107,6 | 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 | |||||||
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/ | ||||||||||
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;
Q, л/с | |||||||
Hтр = Hг + 64152Q2 | |||||||
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
nх = 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
Q, л/с | |||||||
Hтр = Hг + 61 322 Q2 | |||||||
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. ВильнераМинск: 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 гидропневмоавтаматикаМ.: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.