«ГИДРАВЛИЧЕСКИЙ РАСЧЁТ РАЗВЕТВЛЁННОГО ТРУБОПРОВОДА». Верхотурова И.В. Методические указания по выполнению задач рекон. Методические указания по выполнению задач реконструктивного уровня по дисциплине гидрогазодинамика
 Скачать 0.75 Mb.
|
|
i i i g (8) Величина коэффициента местного сопротивления ответвления и его диаметр позволяют определить тип запорной арматуры и степень ее открытия (см. Приложение 1). В начальном участке магистрали устанавливается насос (или водонапорная башня, который должен обеспечить такой запас энергии перекачиваемой жидкости (напор, чтобы ее хватило на геометрическую высоту подъёма и движение на разветвленном участке трубопровода с учетом потерь. Насос – устройство для напорного перемещения (всасывания и нагнетания) жидкости в результате сообщения ей внешней энергии (потенциальной и кинетической. Выбор насоса производится по напору и по расходу на начальном участке. Основной параметр насоса – количество жидкости, перемещаемое веди- ницу времени, те. осуществляемая объемная подача Q. Для большинства насосов важнейшим техническим параметров является напор Н – приращение удельной механической энергии жидкости, создаваемое насосом. Помимо этих двухосновных параметров необходимо также определить потери напора во всасывающей магистрали и максимальную высоту поднятия жидкости. Необходимая подача, те. расход жидкости, подаваемой насосом, определяется как расход жидкости на первом участке. Необходимое значение напора складывается из нескольких слагаемых, каждое из которых имеет свой физический смысл. Общая формула расчета напора (диаметры всасывающего и нагнетающего патрубком приняты одинаковыми 2 м вс тр г H h H g , (9) 15 где H – напор, м υ вс – скорость жидкости на всасывающей магистрали, мс g – ускорение свободного падениям с г – геометрическая высота подъема перекачиваемой среды, м м тр h – суммарные потери напора на основной магистрали, м. Первое слагаемое характеризует суммарное снижение создаваемого напора в магистрали, зависящее от характеристик трубопровода, по которому перекачивается среда. Реальные трубопроводы неизбежно будут оказывать сопротивление току жидкости, на преодоление которого необходимо иметь запас величины напора. Второе слагаемое отражает геометрическую высоту, на которую необходимо поднять перекачиваемую жидкость. Важно отметить, что при определении этой величины не учитывается геометрия напорного трубопровода, который может иметь несколько подъемов и спусков и соответственно возникающие потери на нем. Третье из слагаемых формулы расчета напора представляет собой скоростной напор, создаваемый насосом, который будет уходить на поднятие жидкости на определенную высоту и преодоление сопротивлений в процессе перекачивания жидкости. Выбор насосов производится по таблице насосов (см. Приложение 3). Выбранный насос должен обеспечивать заданные условия работы проектируемого трубопровода, те. характеристики насоса, должны обеспечивать такой запас энергии перекачиваемой жидкости, чтобы ее хватило на геометрическую высоту подъёма и движение на разветвленном участке трубопровода с учетом потерь. То есть параметры насоса должны перекрывать расчетные значения. Для обеспечения заданных условий возможно использование нескольких насосов одинаковой марки включенных параллельно или последовательно (определение характеристик насосов в этих случаях описаны в теоретической части Определение рабочего режима лопастного насоса. 16 Весь трубопровод делится на две части на всасывающую линию (до насоса) и на нагнетающую, или напорную линию (от насоса) (рисунок 2). Диаметр трубопровода всасывающей магистрали d всас , м равен диаметру первого участка сети d 1-2 , мили диаметру всасывающей магистрали насоса насос вх , м. Потери напора во всасывающей магистрали h вс ,м определяются формулой 2 2 вс вс тр кол ф h h h h g , (10) где h тр – потери напора на трением кол потери напора в колене, м ф потери напора на фильтре, м α– коэффициент Дарси (α = 1,05); υ вс – скорость жидкости во всасывающей магистрали, мс. Потери напора на трение h тр , м определим по формуле 2 2 вс тр вс вс Q h L K , (11) где Q вс – расход жидкости во всасывающей магистрали (Q вс = Q 1-2 ), мс K 2 вс – квадрат модуля расхода для трубы всасывающей магистрали, мс L вс – длина всасывающей магистрали, м Потери напора в колене кол, м определим по формуле Вейсбаха: 2 2 кол кол кол h g , (12) где кол – коэффициент местного сопротивления колена (кол = 2,705); кол скорость жидкости в колене, мс. Скорость течения жидкости в колене определяется по формуле 1 2 2 1 2 кол (13) Потери напора в фильтре ф, м определим по формуле Вейсбаха: 17 2 2 ф ф ф h g (14) Коэффициент местного сопротивления фильтра ф 1,575 ф ф F F , (15) где ф площадь фильтрам суммарная площадь отверстий фильтрам Определим площадь фильтрам, ф F , (16) 2 2 a m t , (17) где a – размер ячейки сетки фильтра (см. Приложение 1); t – размер ячейки сетки фильтра по осям (шаг сетки. Общая площадь поверхности фильтра 2 2 2 2 1 2 1 2 3 4 4 4 ф ф ф d d d F d (18) Скорость воды в фильтре ф, мс определяется по уравнению ф, (19) где Q ∑ – суммарный расход воды на магистрали (Q ∑ = Q 1-2 ), мс F – суммарная площадь отверстий фильтрам. Указания по выполнению задачи В данной задаче необходимо провести гидравлический расчёт разветвленного трубопровода, состоящего из основной магистрали и нескольких ответвлений, имеющих различные гидравлические параметры. Подобрать марку насоса, устанавливаемого вначале магистрали. В качестве исходных данных заданы напоры в конечных пунктах разветвленной водопроводной сети (в пунктах потребления, линейные размеры 18 трубопровода (длины участков) и известна также скорость течения в конечном пункте потребления. Вязкость жидкости считается известной и постоянной по всей длине трубопровода. Для решения задачи необходимо выполнение следующих действий. 1. Провести расчёт потерь на трение в основной магистрали. 1.1 Выбрать основную магистраль. 1.2 Определить расход воды на отдельных участках магистрали с учетом подсоединения к ним участков ответвления. 1.3 С учётом заданного значения оптимальной скорости течения жидкости провести расчёт теоретических значений диаметров труб основной магистрали по формуле (1). Выбрать к рассчитанным теоретическим значениям диаметров труб ближайшие наибольшие стандартные значения диаметров для главной магистрали. 1.4 По стандартному диаметру для каждого участка основной магистрали определить расходную характеристику. 1.5 Рассчитать потери напора на трение для участков магистрали по формуле (2). Определить суммарные потери на трение по основной магистрали м тр h по формуле (3). Провести расчёт гидравлических параметров ответвлений. 2.1 Из условия равенства напоров в узле принять, что теоретические потери напора последнего ответвления равны потерям напора на участке магистрали к которому это ответвление присоединяется. И используя формулу (4) определить теоретическое значение расходной характеристики трубы на ответвлении теор. Используя таблицу расходных характеристик для труб различных диаметров (см. Приложение 4) определить ближайшее стандартное значение расходной характеристики данного ответвления i ст K и по нему определить диаметр трубы ответвления. 19 2.2 Используя полученное стандартное значение расходной характеристики определить по формуле (5) действительные потери на трение в ответвлении о дейстi h 2.3 Повторить расчёты гидравлических параметров по пунктами для других ответвлений трубопровода. 2.4 Рассчитать величину невязки i в основной магистрали и ответвлении по формуле (6). Определить требуется ли установить запорную арматуру или нет. 2.5 Рассчитать значение скорости i движения жидкости в ответвлении вместе установки запорной арматуры по формуле (7). 2.7 По формуле (8) рассчитать коэффициент местного сопротивления ответвления и по его величине и значению диаметра ответвления определить тип запорной арматуры и степень ее открытия. 3. Провести выбор марки насоса, обеспечивающий требуемый напор Определить основные параметры насоса необходимую подачу, необходимо значение напора (по формуле (9)). 3.2 Произвести выбор марки насоса, который будет обеспечивать заданные условия работы проектируемого трубопровода. 4. Выполнить построение пьезометрического графика потерь напора. Построение графика выполнить на миллиметровой бумаге в масштабе. В качестве примера для построения пьезометрического графика использовать построение, представленные в задачах 6.5.1 и 6.5.2 пособия [7]. 5. Проанализировать полученные результаты и сформулировать выводы. 20 ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАБОЧЕГО РЕЖИМА ЛОПАСТНОГО НАСОСА Цель определить параметры рабочего режима лопастного насоса. Исходные данные для решения выдаются преподавателем. Вариант выбирается по предпоследней и последней цифрам зачетной книжки. 1. Теоретическая часть Устройство и работа гидравлических машин, в которых основным рабочим телом является жидкость, основаны на принципах гидродинамики. Гидравлическими машинами называются машины, которые сообщают протекающей через них жидкости механическую энергию (насос, либо получают от жидкости часть энергии и передают ее рабочему органу для полезного использования (гидродвигатель). Гидравлические двигатели служат для преобразования гидравлической энергии потока жидкости в механическую энергию, получаемую навалу двигателя и используемую в дальнейшем для различных целей, в основном для привода рабочих машин. В насосах для подъема и перемещения жидкостей по трубопроводам происходит обратный процесс. Механическая энергия, подводимая к насосам от двигателей, приводящих эти машины в действие, преобразуется в гидравлическую энергию жидкости. Насосы являются одной из самых распространенных разновидностей машин, применяемых во многих отраслях промышленности. Их применяют для различных целей - от водоснабжения населения и предприятий до подачи топлива в двигатели ракет. В современной технике существует множество разновидностей гидрома- шин. По принципу действия различают гидравлические машины лопастного типа и объемные гидромашины, работающие за счет изменения объема рабочих камер, периодически соединяющихся с входным или выходным патрубками. С гидравлической точки зрения наибольший интерес представляют широко применяемые лопастные машины. Лопастные насосы (центробежные насосы) относятся к группе динамических насосов. Они обладают большой универсальностью, могут быть враз- ных исполнениях, более надежны в эксплуатации, обладают равномерной подачей и т.д. В них достаточно просто осуществляется регулирование производительности. В центробежных насосах всасывание и нагнетание жидкости происходит равномерно и непрерывно под действием центробежной силы, возникающей при вращении рабочего колеса с лопатками, заключенного в улиткообразном корпусе. Рабочий орган лопастной машины – это вращающееся рабочее колесо, снабженное лопастями. Энергия от рабочего колеса жидкости (лопастной насос) или от жидкости рабочему колесу (лопастной двигатель – гидротурбина) передается путем динамического взаимодействия лопастей колеса с обтекающей их жидкостью. К лопастным насосам относятся центробежные и осевые. Работа насоса характеризуется его подачей, напором, потребляемой мощностью, КПД и частотой вращения. Подачей называется количество жидкости, подаваемое насосом в единицу времени объемной Q (мс) или массовой Q m (кг/с). Подача зависит от геометрических размеров насоса и скорости движения его рабочих органов, а также от гидравлического сопротивления трубопровода, связанного с насосом. Напор Нм) представляет собой разность удельных энергий в сечении потока после насоса и передним 2 2 н в н в н в p p H z z g g , (1) где (н – в) – разность геометрических напоров на нагнетательной и всасывающей линии, м н в p p g – разность пьезометрических напоров на нагнетательной и всасывающей линии, м 22 2 2 2 н в g – разность скоростных напоров на нагнетательной и всасывающей линии, м. Мощностью насоса (мощностью, потребляемой насосом) называется энергия, подводимая к нему от двигателя за единицу времени. Каждая единица веса жидкости, прошедшая через насос, приобретает энергию в количестве Н, за единицу времени через насос протекает жидкость весом ρ · g · Q . Седова- тельно, энергия, приобретенная за единицу времени жидкостью, прошедшей через насос (полезная мощность насоса) составит П Q H (2) Мощность насоса N больше полезной мощности П на величину потерь в насосе. Эти потери оцениваются КПД насоса η|, который равен отношению полезной мощности насоса к потребляемой П (3) Отсюда мощность, потребляемая насосом g Q H N (4) Полный коэффициент полезного действия учитывает гидравлические, объемные и механические потери. Оптимальный режим насоса – режим его работы при наибольшем значении КПД. Номинальный режим насоса – режим его работы, обеспечивающий заданные технические показатели. Кавитационный режим насоса – режим его работы в условиях кавитации, вызывающей изменение основных технических показателей. Характеристики насоса можно отобразить на графике в координатах H-Q. Характеристика насоса – графическая зависимость основных технических показателей от подачи при постоянных значениях частоты вращения рабочих органов, вязкости и плотности жидкости на входе в насос. Рабочая часть характеристики – зона характеристики насосав пределах которой рекомендуется его использовать. Рабочая точка – отражающая фактический, то есть действительный, а невозможный рабочий режим элемента, должна обязательно лежать на его характеристике. Следует отметить важные особенности характеристики центробежного насоса, приведенной на рис. 3. 1. Общее направление линии имеет отрицательный наклон, те. развиваемый нагнетателем напор уменьшается с увеличением расхода. Это происходит потому, что чем больше расход, тем больше потери напора в рабочей полости самого нагнетателя, и давление на выходе снижается. 2. Линия не ограничивается первым квадрантом системы координата продолжается во втором и четвертом квадрантах. Участок во втором квадранте описывает режимы при отрицательных расходах через нагнетатель, когда жидкость перемещается от нагнетательного патрубка к всасывающему, под действием некоего внешнего, более мощного источника напора, преодолевающего напор нагнетателя. Участок в четвертом квадранте описывает режимы при отрицательных давлениях, когда расход через нагнетатель, создаваемый неким внешним, более мощным источником напора, настолько велик, что потери внутри нагнетателя становятся больше напора, создаваемого нагнетателем. Нагнетатель при этом фактически, превращается в местное сопротивление, мешая движению жидкости, а напор на всасывающем патрубке больше, чем не нагнетательном. 3. Наличие на характеристике небольшого горба и провала в первом квадранте связано с ухудшением условий натекания потока на лопатки нагнетателя и увеличением потерь в этих режимах. Для некоторых типов нагнетателей эти явления несущественны и наклон линии во всем первом квадранте отрицателен (равномерно падающая характеристика. 24 Рис. 3. Общий вид характеристики насоса При движении жидкости в трубопроводах происходят потери энергии потока. Расчетные зависимости для потерь давления зависят от режима движения жидкости – ламинарного или турбулентного. Тип режима определяется по критерию Рейнольдса Re, который численно равен отношению сил инерции и вязкости в потоке ср d Re , (5) где υ– средняя скорость потока жидкости трубопроводам с d – диаметр трубопроводам коэффициент кинематической вязкости, мс. Средняя скорость потока жидкости трубопровода может быть определена из уравнения неразрывности ср 2 4 Q , d (6) где Q– расход жидкости, мс. При Re < 2300 режим движения ламинарный, при 2300 < Re < 10000 – переходный, при Re > 10000 – чисто турбулентный. В большинстве случаев в промышленных трубопроводных системах наблюдается ярко выраженный турбулентный режим. Переходный режим наблюдается в водяных системах сне- большим диаметром труб. Однако большое количество местных сопротивлений дополнительно турбулизирует потоки режим течения близок к турбулентному. 25 Различают два вида потерь потери напора по длине, вызванные трением о стенки трубопроводов, и потери в местных сопротивлениях, вызванные перестройкой потока при преодолении местных сопротивлений и возникающим при этом вихреобразованием. Потери напора на трение определяются по формуле Дарси-Вейсбаха: 2 тр h d 2 g , (7) где d– диаметр участка трубопроводам длина участка трубопроводам коэффициент гидравлического трения на участке трубопровода. В области ламинарного режима < коэффициент гидравлического трения λ зависит только от числа Рейнольдса |