Библиографический список

МИНОБРНАУКИ РОССИИ

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение

высшего профессионального образования

«Тверской государственный технический университет»

(ТвГТУ)

Кафедра Гидравлики, теплотехники и гидропривода

 

Курсовая работа

по дисциплине

«Нагнетатели и тепловые двигатели»

на тему

«Подбор насосов и компрессоров»

 

Вариант №3

 

 

Выполнил: студент 3-го курса

ИЗДПО

Группа ТТ-35-15з

Никитин В. А.

Проверил: к.т.н., доц.

Шелгунов В.В.

 

 

 

Тверь 2018

 

Содержание

Введение…………………………………………………………….3

1. Задание 1…………………………………………………………..4

2. Задание 2 …………….…………………………………………..11

Заключение…………………………………………………………..19

Библиографический список………………………………………..20

 

 

 

 

Введение

Цель дисциплины состоит в ознакомлении с теоретическими основами и принципами действия компрессоров различных типов, работающих на разнообразных рабочих телах (воздух, кислород, фреон, аммиак и другие газы); насосов и вентиляторов, в энергетическом хозяйстве промышленных предприятий. С конструктивным оформлением этих машин, методами их расчета и конструирования, характерными режимами и технико-экономическими показателями их работы.

Задачи изучения дисциплины:

– получить представление об использовании нагнетателей в различных отраслях народного хозяйства, включая тепловые электрические станции;

– освоить методы расчета основных характеристик машин, позволяющие производить коррекцию характеристик при изменении типоразмеров, условий эксплуатации и т. д.;

– освоить методы конструирования машин по заданным условиям;

– изучить отдельные конструкции гидромашин на примере насосов, вентиляторов, компрессоров.

Целью курсовой работы является расчет и подбор нагнетателей для работы в условиях определенных производств.

 

 

Задание 1

Центоробежный насос подает воду в количестве Q при температуре t C из открытой емкости А на геометрическую высоту H_о в закрытую емкость В, избыточное давление в которой Р_м показывает манометр (рис. 1). Геометрические размеры всасывающего ( I₁, d₁, R) и нагнетательного ( I_2, d₂,R) трубопроводов заданы, материал труб: новые, стальные, цельнотянутые.

Рис. 1. Гидравлическая схема установки

Исходные данные:

Номер варианта	Q, м3/c	Pm МПА	Но, м	I1, м	d1, м	I2, м	d2, м	R, м	t, С
	0,05	0,2			0,11		0,1	0,2

Дополнительные данные:

p, кг/м3	v, м2/c	Δэ ,м
998,2	1,01E-06	3,00E-05

Требуется:1.Составить уравнение гидравлической сети;

2.Построить графическое изображение этого уравнения в координатах Q и H. Определить потребляемый напор насосной установки Н_потр:

3. По справочнику либо по каталогу выбрать центробежный насос и вычертить его характеристики: Н(Q), N(Q), n(Q) при частоте вращения n;

4. Определить параметры рабочей точки насоса. Определить, обеспечит ли выбранный центробежный насос подачу воды в заданном количестве Q при расчетном напоре Н_потр. Если нет, то найти необходимую частоту вращения n_i при которй будут обеспечены условия задачи;

5. Пересчитать характеристики насоса H(Q), N(Q), и n(Q) на найденную частоту вращения n_i, вычертить их и определить мощность и КПД насоса при заданных условиях;

6. Подобрать к насосу электродвигатель.

Решение

Необходимый ( потребный) напор насосной установки

Н_потр=Н_ст+ ∑∆h_n=40,424+20,984=61,4 м.

Статический напор H_ст(разность гидростатических напоров в напорном и приемном резервуарах)

H_ст=(z₂+p₂/p∙g)-(z₁+p₁/p∙g)

В данном случае

Н_ст=Н_о+Р_м/p∙g=20+200000/998,2*9.81=40,424 м

Сумма потерь напора

∑∆h_n=∑∆h_n.bc+∑∆h_n.н=2,117+18,868=20,984 м

Сумма потерь во всасывающем трубопроводе

∑∆h_n.bc=∑∆h_n.bc.дл+∑∆h_n.bc.m=0,993+1,124=2,117 м

Сумма потерь во всасывающем трубопроводе по длине

∑∆h_n.bc.дл.=0,0827∙Q²/d⁴₁∙ξ₁∙l₁/d₁=0,0827*0,050²*0,01547*5/0,110⁵=0,993 м

Где коэффицент гидравлического трения

ξ₁=0,11(∆_э/d₁+68/Re₁₎^0,25=0,11∙(3,00E-05/0,11+68/573015)^0,25=0,01547.

Где число Рейнольдса

Re₁=4∙Q/ξ∙d₁∙v=4*0,050/3,14*0,110*1,01E-06=573015.

Сумма потерь напора во всасывающем трубопроводе в местных сопротивлениях.

∑∆h_n.dc.m=0,0827∙Q²/d⁴₁∙(ξвх+ξ_пов)=0,0827*0,050²*(0,50+0,296)/0,110⁴=1,124 м,

где ℒвх=0,5- коэффициент сопротивления входа во всасывающий трубопровод.

_ξпов =0,296- коэффициент сопротивления поворота.

Сумма потерь в напорном трубопроводе.

∑∆h_n.н.=∑∆h_n.н.дл.+∑∆h_n.н.м=14,544+4,324=18,868 м

Сумма потерь в напорном трубопроводе по длине.

∑∆h_n.н.дл=0,0827∙Q²/d⁴₂∙ξ₁∙l₂/d₂=0,0827*0,050²*0,01563*45/0,100⁵=14,544 м

Где коэффициент гидравлического трения.

_ξ2=0,11∙(∆_э/d₂+68/Re₂)²=0,11∙(3,00E-05/0,100+68/630317)^0,25=0,01563

Где число Рейнольдса.

Re₂=4∙Q/ξ∙d₂∙v=4*0,050/3,14*0,100*1,01E-06=630317

Сумма потерь напора в напорном трубопроводе в местных сопротивлениях.

∑∆h_n.н.м.=0,0827*Q²/d⁴₂∙(2∙ξ_пов+ξ_кр+ξ_вых)=0,0827*0,050²*(2*0,296+0,5+1,0)/ 0,100⁴=4,324 м,

где ξ_вых=1,0-коэффициент сопротивления входа в резервуар;

ξ_кр = 0,5- коэффициент сопротивления крана(вентиля).

Сумму потерь напора можно выразить формулой

∑∆h_n=s∙Q²,

где коэффициент s в первом приближении можно считать константой и график характеристики сети представляет собой квадратичною параболу:

Н_потр(Q)=H_cm+∑∆h_n=H_cm+s∙Q²

Найдем коэффициент s

S=∑∆h_п/Q²=20,984/50,0²=0,00839 м/(л/с)²

Построим характеристику сети согласно таблице 1.

Таблица 1. Характеристика сети

Q, л/c
Н,м	40,4	40,6	41,3	42,3	43,8	45,7		50,7	53,9	57,4	61,4	65,8	70,6	75,9

 

По справочнику подберём насос.

Выберем насос 1Д200-90а n=2900 об/мин; D₂=247 мм с характеристиками

Таблица 2.

Q, л/с	0,0	5,6	11,1	16,7	22,2	27,8	33,3	38,9	44,4	50,0	55,6	61,1
Н, м	82,9	82,7	82,5	81,1	81,5	80,6	79,5	78,0	76,2	71,3	64,5	0,0
n,%	0,0	16,0	29,5	41,0	51,5	60,0	66,5	71,0	73,8	76,0	73,0	0,0
N, кВт	0,0	28,13	30,4	32,7	34,5	36,6	39,1	41,9	45,0	51,2	57,8	0,0

 

Построим графики H(Q), N(Q), n(Q).

 

Характеристики системы и насоса

Точка пересечения характеристик системы и наносная являются рабочей точкой с координатами

Q_p=56,9 л/с;

H_p=69,5 м;

n_p=75,5%;

N_p=53,2 кВт.

Рабочая точка не вполне соответствует условиям задачи:

Q=50,0 л/c; H_потр=61,4 м.

Для полного соответствия найдем новую частоту вращения двигателя.

Через искомую точку, отвечающую условиям задачи проведем параболу подобных режимов (ппр).

Найдем коэффициент S

S=H_потр/Q²=61,4/50,0²=0,02456 м/(л/c)²

Посторим параболу подобных режимов (ппр) согласно таблице 3.

Таблица 3. Парабола подобных режимов

Q, л/с
H=sQ2, м		0,61	2,46	5,53	9,83	15,4	22,1	30,1	39,3	49,7	61,4	74,3	88,4

 

Находим координаты точки пересечения параболы подобных режимов с кривой насоса

Q_пер=52,4 л/c;

H_пер=72,0 м.

Новая частота вращения

n^,=n∙Q/Q_пер=2900*50,0/54,2=2677 об/мин.

Отношение частот, необходимое для пересчета характеристик насоса на новую частоту

k=n^,/n=2677/2900=0,923

Пересчет характеристик насоса выполним по формулам

Q^,=k∙Q

H^,=k²∙H

n^,=n

N^,=k³∙N

Таблица 4. Пересчитанные характеристики насоса

Q,, л/c	0,0	5,1	10,3	15,4	20,5	25,6	30,8	35,9	41,0	51,3	61,5
H,, м	70,6	70,5	70,3	70,0	69,4	68,7	67,7	66,5	65,0	60,8	55,0
n, %	0,0	16,0	29,5	41,0	51,5	60,0	66,5	71,0	73,8	76,0	73,0
N,=кВт	0,0	22,14	23,9	25,8	27,1	28,8	30,8	33,0	35,4	40,3	45,5

 

Точка пересечения характеристик системы и пересчитанной на частоту характеристики насоса является рабочей точкой с координатами

Q^,_p=50,0 л/с;

Н_р=61,4 м;

n^,_p=76,0%:

N^,_p=39,6 кВт- потребляемая насосом мощность или или полезная мощность электродвигателя.

Рабочая точка полностью соответствует условиям задачи

Q=50,0 л/c; Н_потр=61,4 м

Подберем к насосу электродвигатель.

Выберем АИР225М2 с характеристиками

N=55 кВт.

 

Задание 2

При проектировании компрессорной станции для снабжения сжатым воздухом промышленного предприятия необходимо выполнить расчет поршневого компрессора на максимальную заданную подачу воздуха и рабочее давление.

Исходные данные:

V=7,2 нм³/мин - производительность; P₁=1,2 бар - давление воздуха на входе в машину; Р _вых=21,5бар - давление воздуха в воздухосборнике; t₁=21⁰С - температура всасываемого воздуха; k_ср=1,27- средний показатель политропы;

n=195 об/мин - число оборотов вала компрессора; m=4 % - коэффициент вредного пространства; t_в'=14^оС - температура воды на входе в теплообменник; t_в"=26 ^оС- температура воды на выходе из теплообменника;

t₁'=37^оС - температура воздуха на входе во II ступень сжатия.

Требуется:По исходным данным определить основные рабочие параметры компрессора, размеры его главных деталей, мощность на валу и изотермический КПД компрессора.

Решение

1.Выбираем расчетную схему расположения цилиндров, рабочих площадей сжатия (рис.3).

 

 

 

Рис.3 Расчетная схема компрессора

2. Число ступеней поршневого компрессора

 

x = lg( P _вых / P₁)/ lg ε=lg( 21,5 /1,2)/ lg(4,0) =2,

где степень сжатия ε = 3÷4.

3. Теоретическая степень сжатия воздуха в компрессоре

 

e = Pвых =

P1

 

21,5

 

1,2

 

=

4,23.

 

4. Расчетная степень сжатия воздуха в компрессоре

e ' = (1, 05 ¸ 1,1) × e =1,07·4,23 =4,53.

 

5.Давление воздуха перед входом в следующую ступень: а) давление воздуха перед входом во II ступень сжатия

P₂ = e × P =4,23 ·1,2 =5,08 бар;

б) давление воздуха в воздухосборнике

P _вых= e × P₂=4,23·5,08 =21,5 бар;

 

 

в) давление воздуха после І ступени сжатия

P ₂'= e' × P₁=4,53·1,2 = 5,43 бар;

г) давление воздуха после ІI ступени сжатия

P _вых'= e' × P₂= 4,53 ·5,08 = 23,0 бар.

6. Объемный КПД поршневого компрессора

h_об=1-0,04·(4,53^1/1,27-1)= 0,909.

7. Основные параметры поршневого компрессора: а) диаметр цилиндра І ступени D₁, м. Принимаем коэффициент наполнения ψ = 0,95 и β = S / D₁ = 0,7÷1,2, получаем:

а) диаметр поршня

;

 

 

б) ход поршня

;

в) радиус кривошипа

 

r =S/2=0,404 / 2,000 = 0,202 м;

г) площадь I ступени сжатия

;

д) рабочая площадь II ступени сжатия

.

е) Наименьший диаметр дифференциального поршня

9. Проверяем производительность поршневого компресора и рабочие площади сжатия по ступеням:

а) средняя скорость движения поршня С_m

б) производительность компрессора, м³/мин,

в) рабочая площадь I ступени сжатия

;

г) рабочая площадь II ступени сжатия, м²,

где Т^′₁ и Т₁ – температура, К.

Полученные значения V, F₁ и F₂ необходимо сравнить с ранее рассчитанными в п.8 исходными данными.

10. Подача воздуха перед входом во II ступень сжатия, м³/мин,

.

 

11. Температура воздуха на выходе с I ступени сжатия:

12. Подбираем масло для смазки цилиндров поршневого компрессора.

По условиям безопасной эксплуатации поршневых компрессоров необходимо, чтобы температура воздуха в ступени сжатия была на 75^оС ниже температуры вспышки масла.

Определяем температуру (^оС), необходимую для подбора масла по формуле

.

Для смазки цилиндров воздушных компрессоров применяют компрессорные масла следующих марок:

12М - t_всп=216 ^оС;

Т19 - t_всп=242 ^оС;

П28 - t_всп=285 ^оС;

Принимаем марку конкретного компрессорного масла для рассчитываемого компрессора - П28.

13. Расход компрессорного масла из условия обеспечения нормы расхода масла 1 г. На 400 м² горизонтального компрессора:

а) для смазки цилиндров I ступени сжатия

б) для смазки цилиндров II ступени сжатия

в) общий расход компрессорного масла

г/ч.

14. Мощность на валу поршневого компрессора, кВт. Принимаем η_мех=0,9, получаем

15. Мощность компрессора при изотермическом процессе сжатия

16. Изотермический КПД поршневого компрессора

.

17. мощность на валу электродвигателя, кВт. Принимаем η_пер=0,9 о.е., получаем

.

По справочнику либо каталогу выбираем соответствующую расчету марку электродвигателя 5АМ250М8 45 кВт, 750 об/мин.

18. Размеры главных деталей компрессора:

а) толщина стенки цилиндра по эмпирическим формулам в зависимости от максимального давления в цилиндре Р_max= P_вых′:

при P_max=2÷3 бар δ=D₁/50+0,01, м;

при P_max=3÷6 бар δ=D₁/50+0,015, м;

при P_max=6÷8 бар δ=D₁/40+0,015, м.=0,37/40+0,015=0,024

Для определения толщины стенки цилиндра компрессоров среднего давления, м, рекомендуется следующая эмпирическая формула:

где = 150÷180 – допустимый предел при растяжении для чугуна, МПа;

б) толщина стенки водяной рубашки, м,

 

в) диаметры всасывающего и нагнетательного штуцеров находим исходя из величины площади проходного отверствия всасывающего и нагнетательного штуцеров,которая определяется из русловий неразрывности движения воздуха в цилиндре и штуцере:

Где - площадь сечения штуцера; W = 15÷20 – допускаемая скорость воздуха в штуцере, м/с; F – соответствующая рабочая площадь сжатия; C_m – средняя скорость движения поршня.

Площадь сечения всасывающего штуцера, м²,

Диаметр всасывающего штуцера, м,

Площадь сечения нагнетательного штуцера, м²,

Диаметр нагнетательного штуцера, м,

г) число поршневых колец z, которое зависит от перепада давлений ΔР, выбираем по следующим данным:

при ΔР до 10 бар z=3 шт;

при ΔР 10÷20 бар z=4 шт;

при ΔР 20÷25 бар z=5 шт;

при ΔР 30÷35 бар z=6 шт.

Перепад давлений, бар,

д) высота поршневого кольца.

Суммарную висоту поршневих колец вдоль циліндра определяют по формуле, м,

где ∑h – коэффициент, зависящий от ΔР:

при ΔР до 2 бар α = 0,0186;

при ΔР 2÷6 бар α = 0,0576;

при ΔР 6÷15 бар α = 0,16;

при ΔР >15 бар α = 0,2.

Высота одного поршневого кольца, м,

Толщина поршневого кольца принимается в пределах S′=(0,7÷1,2)·h=1·0,024=0,024

е) полная высота поршня, м,

H=(0,8÷2,0)·D₁=1,2·0,37=0,444.

ж) длина цилиндра, м,

L_ц=S+H+0,003=0,37+0,444+0,005=0,909.

з) внешний диаметр маховика, м,

D_max=(4,0÷6,0)·S=4·0,404=1,616м

19. Передаточное отношение от двигателя к компрессору

.

20. Необходимый диаметр шкива электродвигателя, м,

.

 

Заключение

В результате выполненной работы, я ознакомился со сведениями о нагнетателях с их основными конструкциями, научился составлять уравнение гидравлической сети, строить графическое изображение этой сети, определять потребный напор насосной установки, по справочнику определять центробежный насос и вычерчивать его характеристики при данной частоте вращения, а так же подбирать электродвигатель к насосу.

 

Библиографический список

1. Черкасский, В. М. Нагнетатели и тепловые двигатели / В. М. Черкасский, Н. В. Калинин, Ю. В. Кузнецов и др. – М. : Энергоатомиздат, 1997. – 384 с.

2. Черкасский, В. М. Насосы, компрессоры, вентиляторы / В. М. Черкасский. – М. : Энергоатомиздат, 1984. – 424 с.

3.Абдурашитов, С. А. Насосы и компрессоры / С. А. Абдурашитов и др. – М. : Недра,1974. – 294 с.

4.Вакина, В. В. Машиностроительная гидравлика. Примеры расчетов / В. В. Вакина, И. Д. Денисенко, А. А. Столяров. – М. : Высш. шк. Головное изд-во, 1986. – 208 с.

5.Шерстюк, А. И. Насосы, вентиляторы, компрессоры / А. И. Шерстюк. – М. : Энергия, 1972. – 338 с.

6. http://electronpo.ru/production