КР Гарайханов. Курсовая работа по дисциплине Нагнетатели и тепловые двигатели на тему Подбор насосов и компрессоров
 Скачать 169.43 Kb.
|
|
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  = 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; Cm – 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, 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 | ||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||