Контрольная работа - Гидромашины и компрессоры

Подождите немного. Документ загружается.

ФЕДЕРАЛЬНОЕ АГЕНТСТВО ПО ОБРАЗОВАНИЮ

Государственное образовательное учреждение высшего

профессионального образования

Пермский государственный технический университет

Горно-нефтяной факультет

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

по дисциплине

«Гидромашины и компрессоры»

Выполнил: студент группы РНГМу-07-1 Лунегов Е.И.

Проверил: доцент А.А. Кукьян

Пермь 2010

Контрольная работа 1

Задача №1 (Вариант 8)

Вычислить коэффициент и степень неравномерности подачи поршневого (плунжерного)

насоса, у которого z цилиндров, i рабочих камер. Поршень (плунжер) насоса совершает n

двойных ходов в единицу времени, ход поршня L, диаметр цилиндра D, диаметр штока d,

отношение длины кривошипа к длине шатуна (относительная длина кривошипа) составляет λ,

угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров) - α.

Числовые значения исходных данных для расчета приведены в таблице 1.

Таблица 1

Наименование данных, единица измерения Значение

Число цилиндров z, шт 3

Число рабочих камер i, шт 3

Число двойных ходов поршня n, ход/мин 130

Ход поршня L, мм 250

Диаметр цилиндра D, мм 160

Диаметр штока d, мм 80

Относительная длина кривошипа λ, д. ед. 0,2

Угол развала между кривошипами смежных поршней (плунжеров) α град 120

Решение: Коэффициент неравномерности подачи вычисляется по формуле:

ср т.

min

т.max т.

QQ 





где

max т.

min

т.

ср т.

- максимальная, минимальная и средняя мгновенная

теоретическая подача насоса соответственно.

Степень неравномерности подачи насоса определяется соотношением:

ср т.

max т.





Насос - горизонтальный трехцилиндровый поршневой (плунжерный) одинарного

действия (так как

zi 

). Определим среднюю мгновенную теоретическую подачу насоса

ср т.

znLF





где







- площадь поршня насоса.

Тогда

240

313025,014,3160,0

240

ср т.









znLD



=0, 0327 м

/с.

Для определения максимальной и минимальной мгновенных теоретических подач насоса

необходимо построить график подачи насоса. Мгновенную теоретическую подачу насоса

определим, суммировав мгновенные теоретические подачи цилиндров насоса. Мгновенную

теоретическую подачу первого цилиндра определим по формуле:

раб.кам.цил 1 т.

FQ 



где



- скорость перемещения поршня насоса;

раб.кам.

- площадь сечения рабочей камеры

насоса.

Так как λ = 0,2



sinr

где

- длина шатуна насоса; φ - угол поворота кривошипа; ω - угловая скорость кривошипа.

Тогда











sin

302











LnnL

Площадь рабочей камеры насоса при 0 ＜ φ ＜



FF 

раб.кам.

и при



＜ φ ＜ 2



раб.кам.

F

Значит при 0＜φ＜















0,1603,14

sin

25,01303,14

sin

цил 1 т.







sin0342,0 

Теоретическую подачу второго цилиндра насоса определим аналогично с учетом угла

развала между соседними кривошипами. Результаты расчетов приведены ниже в таблице 2.

Таблица 2

Угол поворота

кривошипа, град

Мгновенная теоретическая подача, м

/с

первого

цилиндра

второго

цилиндра

третьего

цилиндра

насоса

0 0 0 0,017107 0,017107

30 0,017107 0 0 0,017107

60 0,029631 0 0 0,029631

90 0,034215 0 0 0,034215

120 0,029631 0 0 0,029631

150 0,017107 0,017107 0 0,34214

180 0 0,029631 0 0,029631

210 0 0,034215 0 0,034215

240 0 0,029631 0 0,029631

270 0 0,017107 0,017107 0,34214

300 0 0 0,029631 0,029631

330 0 0 0,034215 0,034215

360 0 0 0,029631 0,029631

По результатам расчетов (данным таблицы 2) строим график подачи насоса.

Как видно из рис. 1 и таблицы 2

034215,0

max т.

Q

/с и

017107,0

min

т.

Q

/с.

Тогда

52,0

0327,0

017107,0034215,0









.046,1

0327,0

034215,0





График подачи насоса

0,005

0,01

0,015

0,02

0,025

0,03

0,035

0,04

0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360

Угол, град

Подача, куб.м./с

Мгновенная теоретическая подача первого цилиндра Мгновенная теоретическая подача второго цилиндра

Мгновенная теоретическая подача третьего цилиндра Мгновенная теоретическая подача насоса

Рис. 1. График подачи насоса.

Контрольная работа 1

Задача №2 (Вариант 3)

Проверить условия всасывания поршневого насоса, если известно, что высота его

установки над уровнем жидкости в приемном резервуаре открытого типа равна z. Поршень

насоса при длине хода L совершает n ходов в единицу времени, диаметр цилиндровых втулок

D. Длина всасывающей линии l

вс

, а её диаметр d

вс

. Перекачиваемая жидкость имеет плотность ρ

и температуру t

С. Потери напора во всасывающем клапане составляют h

кл

. Исходные данные

для расчета приведены в таблице 3.

Таблица 2

Наименование данных, единица измерения Значение

Высота установки насоса z, м 0,4

Длина всасывающего трубопровода l

вс

, м 2,6

Диаметр всасывающего трубопровода d

вс

, м 0,15

Диаметр цилиндровых втулок насоса D, мм 100

Длина хода поршня L, мм 300

Число ходов n, с

-1

1,1

Плотность жидкости ρ, кг/м

1000

Температура перекачиваемой жидкости t

, С 20

Потери напора во всасывающем клапане h

кл

, м 2,3

Перекачиваемая жидкость вода

Рис. 2. Схема установки насоса.

Решение: Воспользуемся условием безкавитационной работы поршневого

(плунжерного) насоса:

гкзпmin

ppp 

клин0min

)( pphzgpp 



где

min

- минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса;

абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре, так как резервуар открыт, то

ат0

рp 

=100 кПа; h - потери напора во всасывающей линии в начале хода поршня, так как насос на

всасывающей линии не оборудован пневмокомпенсатором, то h = 0;

ин

p

- инерционный

перепад давления;

кл

p

- потери давления во всасывающем клапане;

- давление паров

жидкости;

гкз

- гарантийный противокавитационный запас давления.

Определим инерционный перепад давления

жвсин

аlp 



где

- ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе.

вс

пж

аа 

где

- ускорение поршня насоса;

вс

- площадь поперечного сечения поршня насоса и

всасывающего трубопровода соответственно.

Ускорение поршня насоса максимально в начале хода поршня, тогда



rа

где

- длина шатуна насоса; ω - угловая скорость кривошипа.







;

вс







;

r 

;

n



;

Тогда ускорение поршня насоса

300,0)1,1(3,14

)(











=1,790 м

/с.

Ускорение жидкости во всасывающем трубопроводе

вс

пж

15,0

100,0

790,1 

аа

= 0,796 м

/с.

Инерционный перепад давления

796,06,21000

жвсин

 аlp



= 2069,6 Па.

Потери давления во всасывающем клапане

3,281,91000

клкл

 hgp



= 22563 Па.

Минимальное абсолютное давление во всасывающем коллекторе насоса

225636,2069)04,0(81,9100010100)(

клин0min

 pphzgpp



= 71443,4 Па.

Из Приложения 1 определим давление паров жидкости



2380 Па.

Из Примечания 2 к таблице с исходными данными к задаче

гкз

p

кПа.

102023804,71443 

или

223804,71443 

Значит условие всасывания насоса нормальное.

Контрольная работа 1

Задача №3 (Вариант 8)

Произвести гидравлический расчет насосной установки для перекачки нефти с расходом

Q, если известно, что всасывающий трубопровод насоса, присоединенный к заборному

резервуару на глубину а от свободной поверхности, имеет длину l

вс

, два плавных поворота и

обратный клапан с сеткой.

Нагнетательный трубопровод длиной l

нг

имеет восемь плавных

поворотов, обратный клапан и две задвижки. Максимальная высота взлива нефти в напорном

резервуаре равна h

, а избыточное давление над её поверхностью p

= 196,2 Па. поверхность

земли в пункте установки напорного резервуара возвышается над поверхностью земли, где

установлен заборный резервуар, на H

Перекачиваемая жидкость имеет вязкость ν и плотность ρ при температуре 10

С.

Полагая, что насосная станция работает круглосуточно, необходимо определить диаметр

всасывающего и напорного трубопроводов - d

вс

и d

нг

, высоту расположения насосов

относительно уровня нефти в заборном резервуаре, считая, что абсолютное давление над её

поверхностью (р

)

равно 40 кПа, полный напор насоса, тип и марку насоса для подачи

заданного количества жидкости, мощность и тип электродвигателя.

Исходные данные для расчета приведены в таблице 4.

Таблица 4

Наименование данных, единица измерения Значение

Производительность насоса Q, м

/ч 210

Глубина присоединения всасывающего трубопровода а, м 2,0

Длина всасывающего трубопровода l

вс

, м 12

Длина нагнетательного трубопровода l

нг

, м 2000

Высота нефти в напорном резервуаре равна h

, м 11

Геодезическая разность отметок H

, м 90

Вязкость нефти ν, м

/с

0,35





Плотность нефти ρ, кг/м

895

Избыточное давление над поверхностью нефти в напорном резервуаре p

, Па 196,2

Абсолютное давление над поверхностью нефти в заборном резервуаре p

, кПа 40

Рис. 3. Схема насосной установки.

Решение: Для перекачки жидкости данной вязкости с данным расходом должен

применяться центробежный насос (см. Приложение 3).

Определим диаметры всасывающего и напорного трубопроводов. Из указаний к

выполнению задачи:

3,175,0

вс





м/с и

5,25,1

нг





м/с.

Тогда

тртртр

тр

074,0

14,33600

21044















239,0314,0

3,175,0

074,0

вс





d

м и

172,0222,0

5,25,1

074,0

нг





d

м.

По ГОСТ 8732 - 78 выбираем для всасывающего трубопровода трубы 426х9 с

внутренним диаметром d

вс

= 0,408 м и для напорного трубопровода 325х9 с внутренним

диаметром d

нг

= 0,307 м.

Уточним скорости движения нефти в трубопроводах

тр

210,04











вс

408,0

210,0





= 1,26 м/с;

нг

307,0

210,0





= 2,23 м/с.

Определим режимы течения жидкости в трубопроводах, Для этого вычислим числа

Рейнольдса в трубопроводах





d

Re

всвс

вс

1035,0

408,062,2















=30542.

нгнг

нг

1035,0

307,099,4















= 22981.

Так как

вс

＜ 2320 и

нг

＜ 2320, то режим течения в обоих трубопроводах

турбулентный (2320 - критическое число Рейнольдса).

Коэффициент гидравлического трения определим по формуле Блазиуса:

25,0

3164,0





25,0

вс

30542

3164,0





= 0,0239;

25,0

нг

22981

3164,0





= 0,0257.

Определим потери напора в трубопроводах.

Всасывающий трубопровод насоса имеет длину l

вс

, два плавных поворота и обратный

клапан с сеткой. Значит

















вс

о.к.пов. пл.

вс

всвс





где

пов. пл.



о.к.



- коэффициенты местного сопротивления плавных поворотов и обратного

клапана с сеткой соответственно (из Приложения 2).

81,92

26,1

55,02

408,0

0239,0

вс















h

= 0,542 м.

Нагнетательный трубопровод длиной l

нг

имеет восемь плавных поворотов, обратный

клапан и две задвижки.

















нг

зо.к.пов. пл.

нг

нгнг





где



- коэффициент местного сопротивления задвижки (из Приложения 2).

81,92

23,2

1,0255,08

307,0

2000

0257,0

нг















h

= 44,768 м.

Составим уравнение Бернулли для всасывающего трубопровода

вс

вснас. в вх.

а 

















где

нас. в вх.

- абсолютное давление на входе насоса.

За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный

резервуар.

Пусть

= 1,0 м. Тогда

542,0

81,92

26,1

81,9895

0,1

81,9895

40000

нас. в вх.















Откуда

нас. в вх.

= 43311 Па (абсолютное давление на входе в насос).

Составим уравнение Бернулли для напорного трубопровода

нг

ат1

гн

нг

нас. из вых.

рр

z 



























где

нас. из вых.

- абсолютное давление на выходе из насоса;

ат

- атмосферное давление,

ат

= 100 кПа.

За нулевую отметку взят уровень поверхности земли, где установлен заборный

резервуар.

768,44

81,92

23,2

81,9895

101002,196

9011

81,92

23,2

81,9895

0,1

232

нас. из вых.





















Откуда

нас. из вых.

= 1371252 Па (абсолютное давление на выходе из насоса).

Напор, создаваемый насосом

81,9895

43311- 1371252

нас. в вх.нас. из вых.











рр



= 151,25 м.

Полезная мощность насоса

3600

210

25,15181,9895

нпол

 QHgN



= 77465 Вт.

Так как характеристики насосов приводятся для работы на воде, то их необходимо

пересчитать для работы на вязкой жидкости.

1035,0

3000

3600

210

























= 15832.

По номограмме Ляпкова(Уч.:Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры, стр.44)

;.КПД) персчета ткоэффициен(70,0



)напора пересчета ткоэффициен( 95,0);расхода пересчета ткоэффициен(95,0 

KК

Выбираем 2 насоса ЦНС 105-196 включенных параллельно (Из таблицы 4 Приложения

4), у которого К

=0,74 (КПД насоса 74 %) и высота всасывания h

кр

= 5,5 м.

Приводная мощность установки (2 насоса)

74,070,0

77465

пол

пр









КК



= 149546 Вт.

Для привода насосов выбираем 2 электродвигателя AB 250M2 (Электродвигатели

взрывозащищенные серии АВ: двигатели трехфазные с короткозамкнутым ротором предназначены для

продолжительного режима работы от сети переменного тока частотой 50 Гц номинального напряжения 660/380 В

для внутренних и наружных установок взрывоопасных видов производств химической, газовой,

нефтеперерабатывающей и других видов промышленности) с частотой вращения 3000 об/мин и

мощностью 90 кВт (∑ N 160кВт).

Проверим условие всасывания насоса. Воспользуемся условием безкавитационной

работы центробежного насоса:

крпвс0

)( рАphzgp 



где

- абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре,

рp 

=40 кПа;

кр

критическое давление при котором происходит кавитация в насосе (срыв режима всасывания);

- давление паров жидкости (из Приложения 1 при 10 град

= 5750 Па); А - коэффициент

противокавитационного запаса.

5,581,9895

кркр

 hgр



= 48290 Па.

жф.к.

ККаА 

где а - коэффициент, зависящий от h

кр

, а = 1,2; К

ф.к.

- коэффициент формы колеса (рабочего), К

ф.к.

= 1,1; К

- коэффициент природы жидкости, К

= 0,89.

Тогда

8290489,01,12,15750)542,00,1(81,98951040



Или

5673120711 

- условие безкавитационной работы центробежного насоса не

выполняется. Определим z, при котором условие безкавитационной работы центробежного

насоса будет выполняться.

567315750)542,0(81,98951040

 z

Откуда

1,3z

м (Это означает что для подавления кавитации требуется подпор, что

практически возможно, насос необходимо будет установить ниже уровня жидкости

опорожняемой ёмкости на 3,1 м).