Автор: student***@mail.ru
Учреждение образования «БЕЛОРУССКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ
ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ»
Факультет Химической технологии и техники
Кафедра Машины и аппараты химических и силикатных производств
Специальность 1‒36 07 01 Машины и аппараты химических производств и производств строительных материалов
Специализация 1‒36 07 01 01 Машины и аппараты химических производств
Пояснительная записка
КУРСОВОЙ РАБОТЫ
по дисциплине « Гидравлика, гидравлические машины и гидропривод »
Тема Расчет химического трубопровода, подбор насоса и исследование режимов его работы
Исполнитель
студент 4 курса группы 2 Карягдыеву Н.Б.
подпись, дата инициалы и фамилия
Руководитель
ст. преподователь Санкович Е. С.
должность, ученая степень, ученое звание подпись, дата инициалы и фамилия
Курсовая работа защищена с оценкой__________
Руководитель __________________ Санкович Е. С.
подпись инициалы и фамилия
Минск 2018
Реферат
Пояснительная записка содержит 39 с., 14 табл., 8 рис., 2 источника.
МАТЕРИАЛ, ДИАМЕТР, ПОТРЕБНЫЙ НАПОР, ЦЕНТРОБЕЖНЫЙ
НАСОС, РЕЖИМЫ РАБОТЫ, СПОСОБЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ, ВЫСОТА ВСАСЫВАНИЯ
Целью выполнения курсовой работы является расчет трубопровода с насосной подачей жидкости и освоение способов регулирования насосов.
Произведены выбор материала трубопровода, определен его диаметр, рассчитаны потери напора для каждого трубопровода в отдельности. Подобран центробежный насос и исследованы режимы его работы: на один нагнетательный трубопровод, на два нагнетательных трубопровода, последовательную и параллельную работу двух насосов. Построены графические характеристики насоса , и . Рассмотрены также способы регулирования насосов: дросселированием и изменением частоты вращения. Определена допускаемая высота всасывания насоса.
Графическая часть включает:
- схему насосной установки – 1 лист А4.
Содержание
Введение. 6
1 Выбор материала трубопровода. 7
2 Определение диаметров трубопроводов. 8
3 Расчёт потерь напора в трубопроводах. 9
3.1 Определение реальной скорости движения жидкости. 9
3.2 Определение числа Рейнольдса. 10
3.3 Определение зоны сопротивления 10
3.4 Определение потерь напора по длине. 11
3.5 Определение значений местных сопротивлений. 11
3.6 Определение суммарных потерь напора (местные и по длине) в трубопроводе. 12
4 Проверочный расчёт толщины стенок труб. 13
5 Подбор центробежного насоса и исследование режимов его работы.. 14
5.1 Определение режима работы насоса на один нагнетательный. 15
трубопровод. 16
5.2 Определение режима работы насоса на два нагнетательных трубопровода. 19
5.3 Последовательная работа двух насосов. 23
5.4 Параллельная работа двух насосов. 26
6 Способы регулирования режима работы насоса и их анализ. 28
6.1. Регулирование дросселированием. 28
6.2 Регулирование изменением частоты вращения. 32
7 Определение допускаемой высоты всасывания насоса. 36
Список использованных источников. 39
Введение
Неотъемлемой частью химического оборудования являются трубопроводы. По ним осуществляется подача исходного сырья в химические аппараты разного предназначения, транспортировка составных продуктов от одного аппарата к другому, конечных продуктов в ёмкости и хранилища, обеспечение предприятия холодной и горячей водой. Очень часто по трубопроводам осуществляется транспортировка жидкостей, которые оказывают эрозионное воздействие на них. Расчёт таких трубопроводов имеет свои специфические особенности. Кроме того, для осуществления разных химических процессов необходимо перемещать жидкости при помощи насосов на разные уровни в ректификационные колонны, ёмкости, хранилища. Одной из самых распространённых конструкций лопастных гидромашин являются центробежные насосы, служащие для подъёма и перемещения различных жидкостей. Эти насосы применяют для различных целей, начиная от водообеспечения и заканчивая подачей топлива в ракетные установки. Центробежные насосы имеют высокий КПД, достаточно простую конструкцию, характеризуются равномерной подачей жидкости, возможно, их непосредственное соединение с электродвигателями, не требуют сложного ухода при эксплуатации, они получили широкое распространение в народном хозяйстве.
С учётом этого целью курсовой работы является освоение расчёта трубопровода с насосной подачей жидкости и проведение анализа разных режимов работы насоса на заданный трубопровод.
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
1 |
|
КР 00 00 01 ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев |
|
Провер. |
|
Санкович |
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Сарнкович
|
|
Выбор материала трубопровода
|
|
Лит. |
|
Листов |
|
1 |
|
БГТУ 4170811, 2018 |
1 Выбор материала трубопровода
Все материалы по стойкости к агрессивной среде разделены на три группы:
- стойкие материалы, обозначаются буквой «С», очень широко применяются в химической промышленности;
- условно применяемые, обозначаются буквой «У», применяются в химической промышленности частично и в соответствующих условиях;
- непригодные, обозначаются буквой «Н», не применяются для транспортирования данной жидкости.
Стойкость материалов в различных химических жидкостях оценивается по десятибалльной шкале цифрой, где каждому баллу соответствует определенная скорость коррозии Ск. Для трубопроводов, которые применяются в химической промышленности, максимально допускаемая величина коррозионной проницаемости определяется величиной 0,5 мм/год, что соответствует баллу коррозионной прочности 6.
Материал труб принимается из таблицы коррозионной стойкости материалов в различных агрессивных средах в зависимости от заданной жидкости, ее концентрации и температуры (приложение 14 [1]).
Так как заданной жидкостью является этиловый спирт, то принимаем в качестве материала сталь углеродистая (4/с).
По баллу коррозионной проницаемости, который равен 4, принимаем скорость коррозии Ск (приложение 14 [2]):
Окончательно принимаем Ск = 0.05 мм/год.
Определяем запас толщины стенок труб на коррозию С, мм:
С = Ск∙Т = 0.05 ∙ 20 = 1 мм, (1.1)
где Т – принятый срок службы трубопровода, равный 20 годам.
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
1 |
|
КР 00 00 02 ПЗ ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев
|
|
Провер. |
|
Санкович
|
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Санкович |
|
Определение диаметров трубопровода |
|
Лит. |
|
Листов |
|
1 |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
2 Определение диаметров трубопроводов
При расчете технологических трубопроводов, учитывая их небольшую протяженность, внутренний диаметр находят по формуле:
где Q – заданный расход жидкости, Q = 0,022 м3/с;
– принимаем как рекомендуемую для всасывающего трубопровода;
– принимаем как рекомендуемую для нагнетательного трубопровода.
- для всасывающего трубопровода:
- для нагнетательного трубопровода:
Полученные диаметры округляю до ближайшего стандартного значения [2], таблица 3.7:
- для всасывающего трубопровода:
- для нагнетательного трубопровода:
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
1 |
|
КР 00 00 03 ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев |
|
Провер. |
|
Санкович |
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Санкович
|
|
Расчет потерь напора в трубопроводах |
|
Лит. |
|
Листов |
|
4 |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
3 Расчёт потерь напора в трубопроводах
Расчёт простых трубопроводов с насосной подачей жидкости проводится учитывая то, что при установившемся движении жидкости в трубопроводе напор Н, который создаётся насосом, должен быть равным потребному напору НП, м, который определяется по [1] уравнению (2.3):
, (3.1)
где – геометрический напор, м;
– давление на поверхности жидкости в верхнем резервуаре, Па;
– давление на поверхности жидкости в нижнем резервуаре, Па;
– плотность жидкости, кг/м3;
g – ускорение силы тяжести, м/c2;
– суммарные потери напора на преодоление гидравлических сопротивлений во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, м.
Величину геометрического напора , м, определяю:
, (3.2)
где – геодезическая отметка поверхности жидкости в верхнем резервуаре, м;
– геодезическая отметка поверхности жидкости в нижнем резервуаре, м.
z2 = 42 м – по заданию;
z1 = 15 м – по заданию.
р2 = 0,037 МПа – по заданию;
– по данным приведенным в справочнике [1] таблица 18 для этилового спирта 80% при температуре 25 ºС;
м/c2.
Потери трубопровода определяю для каждого трубопровода в отдельности в следующем порядке.
3.1 Определение реальной скорости движения жидкости
Реальную скорость движения жидкости , м/с, определяю по [1] формула (2.4):
, (3.3)
где d – принятый стандартный диаметр, м
Q = 0,022 м3/с – по заданию;
d = 180 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
3.2 Определение числа Рейнольдса
Число Рейнольдса Re, определяю по [1] формула (2.5):
, (3.4)
где – динамическая вязкость, ;
d = 170 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода;
– по данным приведенным в справочнике [1] таблица 18 для этилового спирта 80% при температуре 25 ºС;
– по данным приведенным в справочнике [1] приложение 16 для этилового спирта 80% при температуре 25 ºС.
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
Так как число Рейнольдса в обоих случаях больше 2320, то очевидно, что для обоих трубопроводов характерен турбулентный режим движения жидкости, следовательно, необходимо определить зону сопротивления.
3.3 Определение зоны сопротивления
Для всасывающего трубопровода из условия:
где – эквивалентная шероховатость, мм.
– по данным приведенным в справочнике [1] приложение 17 для цельно сваренных труб;
d = 170 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода.
Следовательно для всасывающего трубопровода характерна зона смешенного сопротивления.
Для нагнетательного трубопровода из условия:
– по данным приведенным в справочнике [1] приложение 17 для цельно сваренных труб;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Следовательно для нагнетательного трубопровода характерна зона смешенного сопротивления.
3.4 Определение коэффициента потерь напора по длине
Для всасывающего и нагнетельного трубопровода (зона смешенного сопротивления) коэффициент потерь напора по длине , определяю по [1] формула (2.7):
Для всасывающего трубопровода:
Для нагнетательного трубопровода:
3.5 Определение значений местных сопротивлений
Суммарное значение местных сопротивлений определяется:
- для всасывающего трубопровода:
, (3.8)
где – сопротивление плавного поворота трубы (отвод);
– сопротивление входа в трубу, снабженного сеткой и клапаном.
= 0,15 – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5;
= 5-10 – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5.
,
- для нагнетательного трубопровода:
, (3.9)
где – сопротивление задвижки;
– выход из трубы под уровень.
= 0,15 – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5;
= 1 – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5;
= 0,05-0,15 – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5.
.
3.6 Определение суммарных потерь напора (местные и по длине) в трубопроводе
Суммарные потери напора м, определяю по [1] формула (2.10):
где – длина участка трубопровода, м;
l = 21 м – по заданию для всасывающего трубопровода;
l = 210 м – по заданию для нагнетательного трубопровода.
- для всасывающего трубопровода:
- для нагнетательного трубопровода:
Общие потери трубопровода:
, (3.11)
По формуле (3.1) определяю величину потребляемого напора:
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
13 |
|
КР 00 00 04 ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев |
|
Провер. |
|
Санкович |
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Санкович
|
|
Проверочный расчет толщины стенок труб |
|
Лит. |
|
Листов |
|
37 |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
4 Проверочный расчёт толщины стенок труб
Целью данного расчёта является определение необходимой толщины стенок труб для условий работы при рассчитанных давлениях (только для нагнетательного трубопровода).
Рассчитываемую толщину стенок труб , мм, определяю по [1] формула (2.11):
, (4.1)
где р – рабочее давление в трубопроводе, Па;
– коэффициент прочности сварного шва;
– допускаемое напряжение разрыва материала труб, МПа.
Рабочее давление p, Па, определяю:
, (4.2)
– принято из третьего раздела записки;
- справочная величина;
Н = 38,9 м – принято из третьего раздела записки.
d = 0,120 м – принято из второго раздела записки;
– по данным, приведенным в справочнике [1] с. 38;
– по данным, приведенным в справочнике [1] с. 38;
– принято из первого раздела записки.
,
.
При сравнении полученной толщины стенки и ранее выбранной в справочнике [2] таблица 3.7 видно, что рассчитанная величина меньше принятых и а, следовательно трубопровод годен к эксплуатации.
|
Лист |
|
У |
|
Лист |
|
14 |
|
|
|
Санкович |
|
Карягдыев
|
|
Утв. |
|
Н. контр. |
|
Подбор центробежного насоса и исследование режимов его работы
|
|
|
|
Пров. |
|
Разраб. |
|
Изм. |
|
|
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Санкович
|
|
1
|
|
КР 00 00 05 ПЗ
|
|
Лит. |
|
Листов |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
5 Подбор центробежного насоса и исследование режимов его работы
По заданному расходу и напору выбираем по справочнику [2] рисунок 4.6 центробежный насос марки АХ 90/49 с частотой вращения n = 1450 об/мин, как наиболее приближённый по параметрам расхода и подачи.
Характеристика насоса представлена в таблице 5.1.
Таблица 5.1 – Характеристика насоса АХ 90/49
|
Q, л/с |
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
46 |
45,5 |
45 |
43 |
41 |
37 |
|
|
N, кВт |
13 |
16 |
19 |
22,5 |
26 |
29 |
|
0 |
20 |
35 |
50 |
54 |
53 |
По полученным значениям построены графические характеристики насоса Н = f(Q), N = f(Q), η = f(Q).
При работе центробежных насосов на трубопроводную систему встречаются разные схемы их включения с разной комбинацией всасывающего и нагнетательного трубопроводов. Например, один насос может работать на один или два нагнетательных трубопровода, встречаются схемы последовательного и параллельного включения насосов.
Рисунок 5.1 – Характеристики насоса АХ 90/49
5.1 Определение режима работы насоса на один нагнетательный трубопровод
Эта задача решается графоаналитическим способом, это значит необходимо найти рабочую точку 1, которая является точкой пересечения характеристики выбранного насоса H=f(Q) и гидравлической характеристикой трубопровода
Нп = f(Q), который состоит из всасывающего и нагнетательного.
Расчёт характеристик необходимо провести для обоих трубопроводов согласно с методикой, которая представлена в разделе 3, при разных значениях Q в пределах характеристики выбранного насоса.
Определим скорости движения жидкости:
– принято в интервале характеристики насоса;
d = 170 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Число Рейнольдса определяем по формуле (3.4):
- по данным приведенным в справочнике [1] таблица 16 для этилового спирта 80%, при температуре 25 ºС;
– по данным приведенным в справочнике [1] таблица15 для этилового спирта 80%, при температуре 25 ºС.
Т.к. оба числа Re > 2320, то режим движения жидкости – турбулентный.
При турбулентном режиме необходимо найти зону сопротивления, для чего необходимо использовать следующие соотношения:
а) если 2320 < Re < 20d/ΔЭ – зона гидравлически гладких труб,
б) если 20d/ΔЭ< Re < 500d/ΔЭ – зона смешанного сопротивления (переходная зона),
в) если Re > 500d/ΔЭ – зона квадратического сопротивления
где ΔЭ – эквивалентная шероховатость, выбранная для труб материала, которая принимается по справочнику (приложение 17 [1]), равная 0.05 мм.
Для всасывающего трубопровода из условия:
где – эквивалентная шероховатость, мм.
– по данным приведенным в справочнике [1] приложение 17 для цельно сваренных труб;
d = 170 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для всасывающего трубопровода.
Следовательно для всасывающего трубопровода характерна зона гидравлических гладких труб.
Для нагнетательного трубопровода из условия:
где – по данным приведенным в справочнике [1] приложение 17 для цельно сваренных труб;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Следовательно для нагнетательного трубопровода характерна зона гидравлических гладких труб.
В зависимости от режима движения и зоны сопротивления необходимо выбрать формулу для нахождения коэффициента потерь напора по длине λ и подсчитать его значение.
Найдем коэффициент потерь напора по длине для всасывающей и нагнетательной линий
Найдем суммарные потери напора (по длине и местные) в трубопроводе:
Суммарные потери напора м, определяю по [1] формула (2.10):
- для всасывающего трубопровода:
- для нагнетательного трубопровода:
Общие потери трубопровода:
По формуле (3.1) определяю величину потребляемого напора:
Таким образом, напор при котором будет обеспечена подача жидкости, равен
Аналогично находим необходимый напор для остальных значений расходов и занесем их в таблицы 5.2 и 5.3, что соответствует всасывающей и нагнетательной линии трубопровода.
Таблица 5.2– Расчет всасывающего трубопровода
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,353 |
0,705 |
1,058 |
1,411 |
1,763 |
|
|
0 |
28433 |
56865 |
85298 |
113731 |
142164 |
|
|
0 |
0,0244 |
0,0205 |
0,02 |
0,0190 |
0,0183 |
|
|
0 |
0,068 |
0,258 |
0,577 |
1,014 |
1,571 |
Таблица 5.3 – Расчет нагнетательного трубопровода
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,708 |
1,415 |
2,123 |
2,831 |
3,539 |
|
|
0 |
40280 |
80559 |
120839 |
161119 |
201399 |
|
|
0 |
0,0223 |
0,0207 |
0,0195 |
0,0187 |
0,0182 |
|
|
0 |
1,030 |
3,832 |
8,111 |
13,891 |
21,158 |
|
|
31,5 |
32,6 |
35,6 |
40,2 |
46,4 |
54,2 |
Полученные значения и нанесены в том же масштабе на график характеристики насоса рисунок 5.2, тем самым вычерчивается зависимость . Точка пересечения характеристики насоса и характеристики трубопровода является рабочей точкой 1 совместной работы насоса на один нагнетательный трубопровод.
Из рисунка 5.2 определяю соответствующие рабочей точке 1.
Затем определяю показатель оптимального режима насоса , сравнив полученное значение :
где – максимальное значение КПД насоса АХ 90/49;
- значение КПД в рабочей точке 1.
; – принято из рисунка 5.1.
Рисунок 5.2 – График характеристики насоса и зависимость НП = f(Q)
5.2 Определение режима работы насоса на два нагнетательных трубопровода
При осуществлении технологических процессов часто возникает необходимость в разделении потоков жидкости, которая транспортируется по трубопроводам. Будем рассматривать работу насоса на два нагнетательных трубопровода с одинаковыми гидравлическими сопротивлениями в каждом из них. При решении этой задачи необходимо вычертить принципиальную схему насосной установки рисунок 5.3 (все размеры трубопроводов, а также местные сопротивления на каждом трубопроводе принимаются согласно с выбранной схемой, а потери к узловой точке соединения двух нагнетательных трубопроводов не учитываются).
Рисунок 5.3 – Определение режима работы насоса на два нагнетательных
трубопровода
Эта задача также решается графоаналитическим способом, это значит необходимо найти рабочую точку 2, которая является точкой пересечения характеристики насоса Н = f(Q) и гидравлической характеристики трубопровода Нп = f(Q). Однако необходимо учитывать, что при двух нагнетательных трубопроводах с одинаковыми гидравлическими сопротивлениями (параллельное соединение трубопроводов) расчётная гидравлическая система состоит из одного всасывающего трубопровода, по которому проходит расход Q, и одного нагнетательного, по которому проходит расход 0,5·Q. Поэтому все расчёты произвожу согласно с методикой представленной в разделе 3.
Так как по всасывающему трубопроводу проходит расход Q, то значения принимаю из подраздела 5.1 таблица 5.2, а расчёт нагнетательной линии провожу для того же количества расходов, но величина их должна составлять соответственно 0,5·Q для каждого из них.
Расчёт нагнетательного трубопровода:
Определим скорости движения жидкости по формуле (3.3):
– принято в интервале характеристики насоса;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Число Рейнольдса определяем по формуле (3.4):
- по данным приведенным в справочнике [1] таблица 16 для этилового спирта 80%, при температуре 25 ºС;
– по данным приведенным в справочнике [1] таблица15 для этилового спирта 80%, при температуре 25 ºС.
Т.к. оба числа Re > 2320, то режим движения жидкости – турбулентный.
При турбулентном режиме необходимо найти зону сопротивления, для чего необходимо использовать следующие соотношения:
а) если 2320 < Re < 20d/ΔЭ – зона гидравлически гладких труб,
б) если 20d/ΔЭ< Re < 500d/ΔЭ – зона смешанного сопротивления (переходная зона),
в) если Re > 500d/ΔЭ – зона квадратического сопротивления
где ΔЭ – эквивалентная шероховатость, выбранная для труб материала, которая принимается по справочнику (приложение 17 [1]), равная 0.05 мм.
Для нагнетательного трубопровода из условия:
где – по данным приведенным в справочнике [1] приложение 17 для цельно сваренных труб;
d = 120 мм – принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода.
Следовательно для нагнетательного трубопровода характерна зона гидравлических гладких труб.
В зависимости от режима движения и зоны сопротивления необходимо выбрать формулу для нахождения коэффициента потерь напора по длине λ и подсчитать его значение.
Найдем коэффициент потерь напора по длине для нагнетательной линии:
Найдем суммарные потери напора (по длине и местные) в трубопроводе:
Общие потери трубопровода:
По формуле (3.1) определяю величину потребляемого напора:
Таблица 5.4 – Расчет работы насоса на два нагнетательных трубопровода
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,354 |
0,708 |
1,062 |
1,415 |
1,769 |
|
|
0 |
20140 |
40280 |
60420 |
80559 |
100699 |
|
|
0 |
0,0266 |
0,0223 |
0,0218 |
0,0207 |
0,0200 |
|
|
0 |
0,068 |
0,258 |
0,577 |
1,014 |
1,571 |
|
|
0 |
0,305 |
1,030 |
2,263 |
3,832 |
5,783 |
|
|
31,5 |
31,9 |
32,8 |
34,3 |
36,3 |
38,9 |
По данным таблицы 5.4 строим характеристику насоса, а затем в этом же масштабе строим характеристику системы с двумя нагнетательными линиями. Пересечение их даёт рабочую точку 2, по которой определяются параметры Q2, Н2, N2, η2 работы одного насоса на два одинаковых нагнетательных трубопровода.
– характеристики работы насоса на два нагнетательных трубопровода.
– характеристики работы насоса на один нагнетательный трубопровод.
Очевидно, что при работе насоса на два нагнетательных трубопровода возрастает подача жидкости и мощность, но одновременно с тем снижается напор жидкости.
Рисунок 5.4 – График характеристики насоса и характеристику системы с двумя нагнетательными линиями
5.3 Последовательная работа двух насосов
В том случае, когда с помощью одного насоса нельзя обеспечить необходимый напор, принимают последовательную работу двух насосов (рисунок 5.5).
Рисунок 5.5 – Последовательная работа двух насосов
При этом соединении подача насосов не увеличивается (остаётся постоянной), а напор увеличивается. Для этого необходимо подобрать два насоса, для которых Q является одинаковым (заданным), а необходимый напор (где Нп – напор, который был определён в разделе 3 записки).
По заданному расходу и рассчитанной подаче выбираем по справочнику [2] рисунок 4.26 два центробежных насоса марки АХ 90/19 (5АХ-9) с частотой вращения n = 1450 об/мин, с наиболее приближёнными параметрами расхода и подачи.
Характеристика насоса представлена в таблице 5.5.
Таблица 5.5 – Расчет последовательной работы двух насосов
|
Q, л/с |
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
|
28,5 |
26,4 |
23,9 |
20,6 |
16 |
|
|
N, кВт |
4 |
5,3 |
6,5 |
7,8 |
9 |
|
0 |
34 |
50 |
55 |
53 |
По полученным значениям построили графические характеристики (Н = f(Q)) выбранных насосов (рисунок 5.6) и произвели их графическое сложение, результатом которого будет общая характеристика двух насосов, которые работают совместно на трубопроводную систему. Такое сложение осуществляется следующим образом: задаются промежуточные значения Q на характеристиках насосов и слаживаются значения H, которые соответствуют этим значениям Q для каждого насоса.
Затем на этом же графике (рисунок 5.6), в этом же масштабе наносим характеристику трубопроводной системы, которая была рассчитана в подразделе 5.2 записки. Точка пересечения её с общей характеристикой двух насосов даёт рабочую точку 3 с соответствующими значениями Q3 и H3.
Для каждого насоса:
Рисунок 5.6 – График общей характеристики двух насосов, которые работают совместно на трубопроводную систему
Из сравнения характеристик можно сделать вывод, что при последовательной работе двух насосов уменьшается напор жидкости, а так же расход по сравнению с работой одного насоса на рассматриваемый трубопровод. Следовательно, для данного трубопровода рассматриваемая схема соединения насосов будет нецелесообразной.
5.4 Параллельная работа двух насосов
В том случае, когда заданный расход жидкости нельзя обеспечить с помощью одного насоса, тогда в систему включают несколько насосов, которые соединяют параллельно между собой и которые транспортируют жидкость в общий напорный трубопровод. Вид данного соединения представлен на рисунке 5.5:
Рисунок 5.7
Для таких условий работы подбираем два насоса, но такие, чтобы QП = 0.5·Q; QП = 0.5·22 = 11 л/с, а напор HП, который был рассчитан в п.3. Выбираем два насоса марки 3К-6 с частотой вращения .
Снятые с графика значения H, N и η при бегущих значениях Q приведены в таблице 5.6.
Таблица 5.6 – Расчет параллельной работы двух насосов
|
Q, л/с |
0 |
4 |
8 |
12 |
16 |
20 |
|
48 |
49,2 |
46,3 |
41 |
33 |
22,7 |
|
|
N, кВт |
5,5 |
6,4 |
7,1 |
7,8 |
8,1 |
8,4 |
|
0 |
34 |
52 |
60 |
64 |
61 |
По полученным значениям на одном листе строим графические характеристики H = f(Q) выбранных насосов и проводим их графическое сложение, результатом которого является общая характеристика двух насосов, которые работают совместно на трубопроводную систему (рисунок 5.8).
На этом же графике, в том же масштабе строим характеристику Hп, рассчитанную в подразделе 5.2 записки. Точка пересечения её с суммарной характеристикой даёт рабочую точку 4, по которой определяются параметры Q4, H4.
Для каждого насоса:
Рисунок 5.8 – График общей характеристики двух насосов, которые работают совместно на трубопроводную систему
Из сравнения характеристик можно сделать вывод, что при последовательной работе двух насосов уменьшается напор жидкости, а так же расход по сравнению с работой одного насоса на рассматриваемый трубопровод. Следовательно, для данного трубопровода рассматриваемая схема соединения насосов будет нецелесообразной.
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
1 |
|
КР 00 00 06 ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев
|
|
Провер. |
|
Санкович
|
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Санкович
|
|
Способы регулирования режима работы насоса и их анализ |
|
Лит. |
|
Листов |
|
8 |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
6 Способы регулирования режима работы насоса и их анализ
Выбранным характеристикам насоса и рассчитанным характеристикам трубопроводной системы соответствует только одна рабочая (режимная) точка и соответственно только одно значение расхода и напора . Однако величина Q в разных условиях выполнения технологических процессов может изменяться, а это значит, что необходимо при имеющейся насосной установке изменять величину Q в соответствии с потребностями. Чаще всего этого можно достичь изменением режима работы насосной установки: изменением частоты вращения насоса (в этом случае меняется характеристика насоса) или дросселированием с помощью задвижки, которая стоит на нагнетательной линии (в этом случае изменяется характеристика трубопроводной системы). Каждый из этих способов имеет свои преимущества и недостатки.
Основным недостатком дросселирования является нестабильность характеристики дросселя при изменении температуры рабочей жидкости, обусловленная зависимостью вязкости рабочей жидкости от температуры. Потери на трение в дросселях практически отсутствуют, благодаря чему расход через дроссель не зависит от вязкости жидкости, и, следовательно, характеристика дросселя остаётся стабильной в широком диапазоне эксплуатационных температур. Это преимущество нелинейных дросселей определило их широкое применение в гидравлических системах. Основным недостатком нелинейных дросселей является стачивание с течением времени кромок дросселирующей шайбы при больших скоростях или образование отложений на твёрдой поверхности (облитерации) при малых скоростях и, следовательно, изменение площади проходного сечения.
Будем проводить регулирование трубопроводной системы с насосной подачей жидкости на расход
6.1 Регулирование дросселированием
При таком способе регулирования для того, чтобы обеспечить расход Qп, необходимо увеличить потери напора в трубопроводной системе. Это можно осуществить, изменяя коэффициент местных сопротивлений задвижки (необходимо её прикрывать), которая стоит на нагнетательной линии помпы.
Чтобы определить рабочую точку, которая будет соответствовать необходимому расходу , необходимо при каждом значении коэффициента местных сопротивлений (три, четыре наибольших значения) по [1] таблица 19 рассчитать характеристику необходимого напора (так называемые дроссельные кривые ). Расчёт таких характеристик необходимо осуществлять согласно с методикой, которая была представлена в подразделе 5.2 записки.
Затем необходимо построить характеристику насоса по данным таблицы 5.1 и на этот же график нанести в том же масштабе все дроссельные кривые. Эти кривые будут пересекать характеристику насоса в разных точках. Чаще всего точка с необходимым значением Qп попадает между двумя соседними дроссельными кривыми, поэтому необходимо методом интерполяции определить степень открытия задвижки и соответствующий в этом случае коэффициент местных сопротивлений.
При степени открытия задвижки – 0,20 по справочнику [1] таблица 19 величина коэффициента задвижки составляет . Тогда суммарное сопротивление , на нагнетательном трубопроводе определяем по формуле (3.7):
,
– по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5; – по данным приведенным в справочнике [2] таблица 3.5.
Суммарные потери нагнетательного трубопровода , м, при степени открытия задвижки 0.20 и при текущем расходе определяются по формуле (3.8):
,
где – принято из подраздела 5.1 записки;
– по заданию для нагнетательного трубопровода;
– принятый во втором разделе записки как стандартный диаметр для нагнетательного трубопровода;
– принята из подраздела 5.1 записки для нагнетательного трубопровода.
Величину потребляемого напора Н, м, определяем по формуле (3.1):
где (по заданию);
(по заданию);
(приложение 16 [1]);
g = 9,81 м/с2.
Общие потери трубопровода , м, определяем по формуле (3.9):
– принято из таблицы 5.2.
Все дальнейшие расчёты сводим в таблицу 6.1.
Таблица 6.1 – Расчет регулирования дросселированием насоса при
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,708 |
1,415 |
2,123 |
2,831 |
3,539 |
|
|
0 |
40280 |
80559 |
120839 |
161119 |
201399 |
|
|
0 |
0,0223 |
0,0207 |
0,0195 |
0,0187 |
0,0182 |
|
|
0 |
0,068 |
0,258 |
0,577 |
1,014 |
1,571 |
|
|
0 |
1,870 |
7,191 |
15,670 |
27,329 |
42,154 |
|
|
31,5 |
33,4 |
38,9 |
47,7 |
59,8 |
75,2 |
При степени открытия задвижки – 0.30 по справочнику [1] таблица 19 величина коэффициента задвижки составляет . Тогда суммарное сопротивление , на нагнетательном трубопроводе определяем по формуле (3.7):
.
Суммарные потери нагнетательного трубопровода при степени открытия задвижки 0.30 и при текущем расходе определяем по формуле (3.8):
Величину потребляемого напора , определяем по формуле (3.1):
Все дальнейшие расчёты при текущих расходах сводим в таблицу 6.2.
Таблица 6.2 - Расчет регулирования дросселированием насоса при
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,708 |
1,415 |
2,123 |
2,831 |
3,539 |
|
|
0 |
40280 |
80559 |
120839 |
161119 |
201399 |
|
|
0 |
0,0223 |
0,0207 |
0,0195 |
0,0187 |
0,0182 |
|
|
0 |
0,068 |
0,258 |
0,577 |
1,014 |
1,571 |
|
|
0 |
1,308 |
4,945 |
10,616 |
18,343 |
28,114 |
|
|
31,5 |
32,9 |
36,7 |
42,7 |
50,9 |
61,2 |
При степени открытия задвижки – 0.4 по справочнику [1] таблица 21 величина коэффициента задвижки составляет . Тогда суммарное сопротивление , на нагнетательном трубопроводе определяем по формуле (3.7):
.
Суммарные потери нагнетательного трубопровода , м, при степени открытия задвижки 0.4 и при текущем расходе определяем по формуле (3.8):
.
Величину потребляемого напора , м, определяем по формуле (3.1):
Все дальнейшие расчёты при текущих расходах сводим в таблицу 6.3.
Таблица 6.3 - Расчет регулирования дросселированием насоса при
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
0,708 |
1,415 |
2,123 |
2,831 |
3,539 |
|
|
0 |
40280 |
80559 |
120839 |
161119 |
201399 |
|
|
0 |
0,0223 |
0,0207 |
0,0195 |
0,0187 |
0,0182 |
|
|
0 |
0,068 |
0,258 |
0,577 |
1,014 |
1,571 |
|
|
0 |
1,147 |
4,301 |
9,168 |
15,770 |
24,093 |
|
|
31,5 |
32,7 |
36,1 |
41,2 |
48,3 |
57,2 |
Наносим характеристики системы при различных степенях закрытия задвижки (рисунок 6.1).
Рисунок 6.1 – Характеристики насоса и дроссельные кривые
Регулирование работы насоса дросселированием вызывает дополнительные потери энергии, что снижает КПД насоса. Но, благодаря тому, что это простой способ регулирования, он нашел широкое применение и распространение на практике.
6.2 Регулирование изменением частоты вращения
Изменение частоты вращения насоса ведет к изменению его рабочих характеристик и, таким образом, к изменению рабочего режима. Регулирование изменением частоты вращения требует применения электродвигателей с переменной частотой вращения.
Для определения частоты вращения nп, при которой будет обеспечиваться необходимый напор QП строим параболу подобных режимов по уравнению H = k·Q², где k – постоянная параболы, а Q – текущий расход. Поэтому сначала по данным табл. 5.1 строим все характеристики насоса, а также характеристику работы насоса на один нагнетательный трубопровод по данным табл. 5.3. Затем отмечаем на оси расходов значение Qр и проводим вертикальную линию до пересечения ее с характеристикой трубопровода (мы получим пункт А с параметрами и По параметрам этого пункта определяем значения постоянной параболы подобных режимов k:
(6.1)
Зная значение k и задаваясь значениями Q в границах характеристики выбранного насоса (таблица 5.1), по уравнению H = k·Q² определяем координаты пунктов параболы подобных режимов. Результаты расчетов представлены в таблице 6.4.
Таблица 6.4
|
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
|
0 |
5,14 |
20,58 |
46,29 |
82,30 |
128,60 |
Эти значения откладываем на графике и получаем характеристику параболы подобных режимов (рис.6.3), которая пересекает характеристику насоса в пункте В с координатами . Так как пункты A и В находятся на одной параболе подобных режимов, то режимы, которые им соответствуют, подобны (это следует из теории гидравлического подобия центробежных насосов), и для них справедливы равенства:
; ; (6.2)
Рисунок 6.2 – График характеристик параболы подобных режимов
Из данных формул находим новую частоту вращения насоса nП, при которой будет обеспечен необходимый расход QА = 22 л/с:
Делаем перерасчет значений Н и N (значения берем из табл. 5.1) на новую частоту вращения nП при η = const и расчеты сводим в таблицу 6.5
Таблица 6.5
|
Q, л/c |
0 |
8 |
16 |
24 |
32 |
40 |
|
QA, л/с |
0 |
7,57 |
15,13 |
22,70 |
30,27 |
37,83 |
|
H, м |
46 |
45,5 |
45 |
43 |
41 |
37 |
|
HA, м |
41,15 |
40,70 |
40,26 |
38,47 |
36,68 |
33,10 |
|
N,кВт |
13 |
16 |
19 |
22,5 |
26 |
29 |
|
NA,кВт |
11,00 |
13,54 |
16,08 |
19,04 |
22,00 |
24,54 |
По полученным данным строим графические зависимости HП = f(Q) и NП = f(Q) при новой частоте вращения (рис. 6.2).
|
Изм. |
|
Лист |
|
№ докум. |
|
Подпись |
|
Дата |
|
Лист |
|
1 |
|
КР 00 00 07 ПЗ
|
|
Разраб. |
|
Карягдыев
|
|
Провер. |
|
Санкович
|
|
Реценз. |
|
|
|
Н. Контр. |
|
|
|
Утверд. |
|
Санкович |
|
Определение допускаемой высоты всасывания насоса |
|
Лит. |
|
Листов |
|
2 |
|
БГТУ 4170811, 2018
|
7 Определение допускаемой высоты всасывания насоса
Высота всасывания hвс соответствует расстоянию по вертикали от поверхностей жидкости в питающем резервуаре до оси насоса. Максимальная величина ее ограничивается значением допустимой высоты всасывания при которой обеспечивается бескавитационая работа насоса. При работе насоса на всасывающем трубопроводе и на входе в насос происходит понижение давления, это значит, что рвс < ратм. Когда давление рвс станет меньше давления насыщенного пара рн.п., который переносится насосом, возможно появление процесса кавитации, при котором резко снижается КПД, подача, напор, появляется шум, вибрация, что в свою очередь может привести к ускоренному изнашиванию насоса. По причине этого присутствие кавитации недопустимо и высота всасывания должна быть такой, чтобы её появление было невозможным. С учетом этого допустимую высоту всасывания центробежного насоса определяем из условия безкавитационной работы насоса по формуле:
(7.1)
где р0 – давление на поверхности питающего резервуара, Па;
рн.п. – давление насыщенного пара жидкости, которая переносится,
рн.п. = 7925 Па (приложение 20 [1]);
ρ – плотность жидкости, кг/м3, ρ = 839,5 кг/м3 (приложение 18 [1]);
g – ускорение силы тяжести, м/с2;
∑hвс – общие потери напора во всасывающем трубопроводе при заданном расходе, ∑hвс = 0,487 м (рассчитаны в пункте 3);
– допустимый кавитационный запас, м.
Величину допустимого кавитационного запаса определяем по формуле:
=(1,2-1,3) . (7.2)
Значение критического кавитационного запаса определяем по формуле С.С. Руднева:
(7.3)
где Q – подача насоса, м3/с, Q = 0,022 м3/с;
n – частоты вращения рабочего колеса, мин-1, n = 1450 мин-1;
C – кавитационный коэффициент быстроходности, который зависит от конструктивных особенностей насоса, (C = 800 – 1000).
Таким образом получаем:
Допустимая высота всасывания насоса равна:
Так как получилось число больше нуля, то это говорит о том что насос данную жидкость всасывает и в нагнетательный трубопровод поступает заданная подача, т.е. необходимый напор.
Заключение
Из проведенных расчетов и анализа режимов работы насоса можно сделать вывод: что целесообразное применение насоса в той или иной ситуации определяется параметрами каждого конкретно рассматриваемого трубопровода. При этом характеристика насоса должна не только удовлетворять значения необходимого напора и расхода, но и работать при данных значениях в оптимальном интервале КПД, что является показателем целесообразности применения насоса с экономичной точки зрения. Если один насос не может обеспечить требуемый напор необходимо применять последовательное соединение, а при не обеспечении требуемого расхода необходимо применять параллельное соединение двух насосов.
Из анализа способов регулирования режимов работы насоса можно сделать вывод: что регулирование работы насоса изменением его числа оборотов более экономично, чем регулирование дросселированием. Даже применение гидромуфт и сопротивления в цепи ротора асинхронного двигателя связанные с дополнительными потерями мощности, экономичнее, чем регулирование дросселированием. Однако, благодаря простоте и не имении в наличии дополнительного оборудования, данный способ можно также применять.
Список использованных источников
1 Санкович, Е. С. Гидравлика и основы гидропривода. Гидравлика, гидромашины и гидропривод: метод. указания к курсовой работе для студентов специальностей Т.05.02.00, Т.05.03.00. – Минск: БГТУ, 1998.-74 с.
2 Гидравлика, гидравлические машины, гидравлические приводы: учебно-методическое пособие по практическим, расчетно-графическим и курсовым работам для студентов, изучающих гидравлику / сост. Е. С. Санкович, А. Б. Сухоцкий. – Минск: БГТУ, 2005. – 176с.
Содержание архива:
Скачать: