КР Гарайханов. Курсовая работа по дисциплине Нагнетатели и тепловые двигатели на тему Подбор насосов и компрессоров
![]()
|
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 №6 Выполнил: студент 3-го курса ИЗДПО Группа Б.АЭС.ТТ-19.56 Гарайханов В.И. Проверил: к.т.н., доц. Шелгунов В.В. Тверь 2022Содержание Введение……………………………………………………………. 3 1. Задание 1…………………………………………………………..4 2. Задание 2 …………….…………………………………………..10 Заключение…………………………………………………………..19 Библиографический список………………………………………..20 Введение Цель изучения 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. 1. Задание 1 Центаробежный насос подает воду в количестве Q при температуре t C из открытой емкости А на геометрическую высоту Hо в закрытую емкость В, избыточное давление в которой Рм показывает манометр (рис. 1). Геометрические размеры всасывающего ( I1, d1, R) и нагнетательного ( I2, d2,R) трубопроводов заданы, материал труб: новые, стальные, цельнотянутые. ![]() Исходные данные:
Дополнительные данные:
Требуется: 1.Составить уравнение гидравлической сети; 2.Построить графическое изображение этого уравнения в координатах Q и H. Определить потребляемый напор насосной установки Нпотр: 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 Нпотр. Если нет, то найти необходимую частоту вращения ni при которй будут обеспечены условия задачи; 5. Пересчитать характеристики насоса H(Q), N(Q), и n(Q) на найденную частоту вращения ni, вычертить их и определить мощность и КПД насоса при заданных условиях; 6. Подобрать к насосу электродвигатель. РЕШЕНИЕ Необходимый ( потребный) напор насосной установки Нпотр=Нст+ ∑∆hn=40,424+20,984=61,4 м Статический напор Hст(разность гидростатических напоров в напорном и приемном резервуарах) Hст=(z2+p2/p∙g)-(z1+p1/p∙g). В данном случае Нст=Но+Рм/p∙g=20+200000/998,2*9.81=40,424 м Сумма потерь напора ∑∆hn=∑∆hn.bc+∑∆hn.н=2,117+18,868=20,984 м Сумма потерь во всасывающем трубопроводе ∑∆hn.bc=∑∆hn.bc.дл+∑∆hn.bc.m=0,993+1,124=2,117 м Сумма потерь во всасывающем трубопроводе по длине ∑∆hn.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. ∑∆hn.dc.m=0,0827∙Q2/d41∙(ξвх+ξпов)=0,0827*0,0502*(0,50+0,296)/0,1104=1,124 м, где ξвх=0,5- коэффициент сопротивления входа во всасывающий трубопровод. ξпов =0,296- коэффициент сопротивления поворота. Сумма потерь в напорном трубопроводе. ∑∆hn.н.=∑∆hn.н.дл.+∑∆hn.н.м=14,544+4,324=18,868 м. Сумма потерь в напорном трубопроводе по длине. ∑∆hn.н.дл=0,0827∙Q2/d42∙ξ1∙l2/d2=0,0827*0,0502*0,01563*45/0,1005=14,544 м, где ξ2-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 ∑∆hn.н.м.=0,0827Q2/d42∙(2∙ξпов+ξкр+ξвых) = 0,0827·0,0502·(2·0,296+0,5+1,0)/0,1004=4,324 м. Где ξвых=1,0-коэффициент сопротивления входа в резервуар ξкр = 0,5- коэффициент сопротивления крана(вентиля) Сумму потерь напора можно выразить формулой ∑∆hn=s∙Q2, где коэффициент s в первом приближении можно считать константой и график характеристики сети представляет собой квадратичною параболу: Нпотр(Q)=Hcm+∑∆hn=Hcm+s∙Q2 Найдем коэффициент s S=∑∆hп/Q2=20,984/50,02=0,00839 м/(л/с)2 Построим характеристику сети согласно таблице 1. Таблица 1. Характеристика сети
По справочнику подберём насос. Выберем насос 1Д200-90а n=2900 об/мин; D2=247 мм с характеристиками Таблица 2.
Построим графики H(Q), N(Q), n(Q). ![]() Точка пересечения характеристик системы и наносная являются рабочей точкой с координатами Qp=56,9 л/с Hp=69,5 м np=75,5% Np=53,2 кВт. Рабочая точка не вполне соответствует условиям задачи: Q=50,0 л/c; Hпотр=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=Hпотр/Q2=61,4/50,02=0,02456 м/(л/c)2. Посторим параболу подобных режимов (ппр) согласно таблице 3. Таблица 3. Парабола подобных режимов
Находим координаты точки пересечения параболы подобных режимов с кривой насоса Qпер=52,4 л/c; Hпер=72,0 м. Новая частота вращения n,=n∙Q/Qпер=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
Точка пересечения характеристик системы и пересчитанной на частоту характеристики насоса является рабочей точкой с координатами Q,p=50,0 л/с; Нр=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 Нпотр=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: Производительность V=4,6м3/мин давление воздуха во всасывающей линии P1=1,2 бар давление воздуха в воздухосборнике Рвых=14,5 бар температура всасываемого воздуха t1=15оС средний показатель политропы kср=1,34 число оборотов вала компрессора N=165 об/мин коэффициент вредного пространства M=3,3% температура воды на входе в теплообменник tв'=11 оС температура воды на выходе из теплообменника tв"=28 оС температура воздуха на входе во II ступень сжатия t1'=34 оС Расчет поршневого компрессора производится в такой последовательности: 1. Выбираем расчетную схему расположения цилиндров, рабочих площадей сжатия (рис. 4). ![]() 2. Число ступеней поршневого компрессора ![]() где степень сжатия ε=3÷4. 3. Теоретическая степень сжатия воздуха в компрессоре ![]() 4. Расчетная степень сжатия воздуха в компрессоре ![]() ![]() 5. Давление воздуха перед входом в следующую ступень: а) давление воздуха перед входом во II ступень сжатия, бар, ![]() б) давление воздуха в воздухосборнике, бар, ![]() а) давление воздуха после І ступени сжатия, бар, ![]() б) давление воздуха после II ступени сжатия, бар, ![]() 7. Объемный КПД поршневого компрессора, о. е., ![]() 8. 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 ![]() б) ход поршня, м, ![]() в) радиус кривошипа, м, ![]() г) рабочая площадь I ступени сжатия, м2, ![]() д) рабочая площадь II ступени сжатия, м2, ![]() е) меньший диаметр дифференциального поршня, м, ![]() 9. Проверяем производительность поршневого компресора и рабочие площади сжатия по ступеням: а) средняя скорость движения поршня Сm, м/с, ![]() б) производительность компрессора, м3/мин, ![]() ![]() в) рабочая площадь I ступени сжатия, м2, ![]() 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 75оС ниже температуры вспышки масла. Определяем температуру (оС), необходимую для подбора масла по формуле ![]() Для смазки цилиндров воздушных компрессоров применяют компрессорные масла следующих марок: 12М - tвсп=216 оС; Т19 - tвсп=242 оС; П28 - tвсп=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, г/ч, ![]() б) для смазки цилиндров II ступени сжатия, г/ч, ![]() в) общий расход компрессорного масла, г/ч, ![]() 14. Мощность на валу поршневого компрессора, кВт. Принимаем ηмех=0,9 о.е., получаем ![]() 15. Мощность компрессора при изотермическом процессе сжатия, кВт, ![]() 16. Изотермический КПД поршневого компрессора, о.е., ![]() 17. мощность на валу электродвигателя, кВт. Принимаем ηпер=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 Рmax= Pвых′: при Pmax=2÷3 бар δ=D1/50+0,01, м; при Pmax=3÷6 бар δ=D1/50+0,015, м; при Pmax=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 ![]() 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 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, Lц=S+H+0,003=0,37+0,444+0,003=0,817 з) внешний диаметр маховика, м, Dmax=(4,0÷6,0)·S=5·0,37=1,85м 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 Черкасский, В. М. Нагнетатели и тепловые двигатели / В. М. Черкасский, Н. В. Калинин, Ю. В. Кузнецов и др. – М. : Энергоатомиздат, 1997. – 384 с. Черкасский, В. М. Насосы, компрессоры, вентиляторы / В. М. Черкасский. – М. : Энергоатомиздат, 1984. – 424 с. Абдурашитов, С. А. Насосы и компрессоры / С. А. Абдурашитов и др. – М. : Недра,1974. – 294 с. 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. Шерстюк, А. И. Насосы, вентиляторы, компрессоры / А. И. Шерстюк. – М. : Энергия, 1972. – 338 с. http://electronpo.ru/production |