Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное  учреждение высшего  профессионального  образования 

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ 

Дзержинский политехнический  институт 
 
 

Кафедра «Машины и аппараты химической и  пищевой технологий» 
 
 
 
 
 

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА 

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

«ГИДРАВЛИКА И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ» 

ВАРИАНТ       1.5 
 
 
 

                                                                 Выполнил студент группы 04-МАПП

                                                                                                        Кабанщиков Д.

                                                     Руководитель проекта Суханов Д.Е 

Проект  защищен с оценкой  ____________ 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Дзержинск.

2007

 

Содержание

                                                                                       

Введение

1 Исходные данные  для расчета                                                                                                  6

2 Схема насосной установки                                                                                                         7           3 Бланк исходной информации                                                                                                   8

4 Расчет гидравлических  характеристик схемы                                                                            10

    4.1 Расчет  диаметров трубопроводов                                                                                         10

    4.2 Потери напора в трубопроводе                                                                                           12

   4.3 Расчет гидравлических сопротивлений по общей ветви                                                 13

       4.3.1 Потери напора на трение                                                                                               13 

       4.3.2 Расчет потерь на  местные  сопротивления                                                                13

   4.4 Расчет гидравлических сопротивлений по 1 ветви                                                           14

       4.4.1 Потери напора на трение                                                                                               14

       4.4.2 Расчет потерь на  местные сопротивления                                                                14

    4.5 Расчет  гидравлических сопротивлений по 2 ветви                                                           14

       4.5.1 Потери напора на трение                                                                                         14

       4.5.2 Расчет потерь на местные  сопротивления                                                         15

    4.6 Расчет  гидравлических сопротивлений по 3 ветви                                                           16

        4.6.1 Потери напора на трение                                                                                              16

        4.6.2 Расчет потерь на  местные  сопротивления                                                               16

    4.7 Выбор стандартной гидравлической  машины                                                                   17

 Вывод                                                                                                                                              21

 Приложение 1:    Спецификация к чертежу насоса                                                                    22

 Приложение 2:    Чертеж разработанного  насоса                                                                       23

 Список используемой литературы                                                                                               24

  
 
 
 
 
 
 
 
 
 

 
 
 
 
 
 
 
 
 

Введение 

    Гидравлической машиной называют  машину, которая сообщает протекающей через них жидкости механическую энергию (насос), либо получают от жидкости часть энергии и передают ее рабочему органу для полезного использования (гидродвигатель).

   Работа насоса характеризуется  его подачей, напором, мощностью, КПД и частотой вращения.

   Подача – расход жидкости через  напорный (выходной) патрубок.

   Напор – разность энергий единицы  веса жидкости в сечении потока  после насоса и перед ним: 

Н = z_н – z_в + (p_н – p_в)/(ρg) + (υ_н² – υ_н²) /(2g). 

   Мощность – энергия, подводимая к насосу от двигателя за единицу времени: 

N_п = QρgH 

КПД насоса – отношение полезной мощности к  потребляемой:

 

η = N_п/N. 

   Графические зависимости напора, мощности на валу и КПД насоса  от его производительности при  постоянном числе оборотов называют характеристиками насоса. При выборе насоса необходимо учитывать характеристику сети, то есть трубопровода и аппаратов, через которые перекачивается жидкость. Характеристика сети выражает зависимость между расходом жидкости Q и напором Н, необходимым для перемещения жидкости по данной сети. Напор может быть определен как сумма геометрической высоты подачи Н_г и потерь напора h_п. Точка пересечения характеристик называют рабочей точкой. Она отвечает наибольшей производительности насоса при его работе на данную сеть. Если требуется более высокая производительность, то необходимо либо увеличить число оборотов электродвигателя, либо заменить данный насос на насос большей производительности. Насос должен быть выбран так, что рабочая точка соответствовала требуемой производительности и напору в области наибольших КПД.

   Для того, чтобы изменить режим  работы насоса, необходимо изменить  характеристику насоса либо насосной  установки. Это изменение характеристик  для обеспечения требуемой подачи  называют регулированием. 

Регулирование задвижкой (дросселированием) 

   Предположим, что насос должен иметь подачу не Q_A, соответствующую точке А пересечения характеристики насоса с характеристикой насосной установки, а Q_B (рис. 1). Пусть Q_B < Q_A.  Этой подаче соответствует рабочая точка В характеристики насоса. Для того чтобы характеристика насосной установки пересекалась с кривой напоров Н = f(Q) в точке В, необходимо увеличить потери напора в установке. Это осуществляется прикрытием регулирующей задвижки, установленной на напорном трубопроводе. В результате увеличения потерь напора в установке характеристика насосной установки пойдет круче и пересечет кривую напоров Н = f(Q) насоса в точке В. При этом режиме напор насоса складывается из напора Н_By , расходуемого в установке при эксплуатации с полностью  открытой

задвижкой,  и потери напора  в  задвижке h_з.: 

Н_B = Н_By + h_з.

                                                

   Таким образом, регулирование работы насоса дросселированием вызывает дополнительные потери энергии, снижающие КПД установки. Поэтому этот способ регулирования неэкономичен. Однако, благодаря   исключительной  простоте, регулирование дросселированием получило наибольшее распространение.

                                                                                     
 
 
 

                                                                                                                  

                                                                                      Рисунок1. Регулирование насоса дросселированием

Регулирование изменением числа оборотов насоса 

    Изменение числа   оборотов насоса  ведет к изменению  его  характеристики  и,   следовательно,  к изменению  рабочего режима (рис. 2). Для осуществления регулирования изменением   числа   оборотов  необходимы двигатели с переменным  числом оборотов.

   Такими    двигателями     являются электродвигатели постоянного  тока, паровые и газовые турбины  и двигатели внутреннего  сгорания.   Наиболее   распространенные асинхронные  электродвигатели с короткозамкнутым ротором практически не допускают   изменения числа оборотов. Применяется также изменение числа оборотов включением сопротивления в цепь ротора асинхронного двигателя с фазовым ротором, а также гидромуфтой, установленной между двигателем и насосом.

Регулирование работы насоса изменением числа его  оборотов более экономично, чем регулирование  дросселированием. Даже применение гидромуфт  и сопротивления в цепи ротора асинхронного двигателя, связанные с дополнительными потерями мощности, экономичнее, чем регулирование дросселированием.  
 
 
 
 
 
 
 

Рисунок 2. Регулирование  насоса изменением числа оборотов.  

Регулирование перепуском 

    Оно осуществляется перепуском  части расхода жидкости, подаваемой насосом, из напорного трубопровода во всасывающий по обводному трубопроводу, на котором установлена задвижка. При изменении степени открытия этой задвижки изменяется расход перепускаемой жидкости и, следовательно, расход во внешней сети. Энергия жидкости, проходящей по обводному трубопроводу, теряется. Поэтому регулирование перепуском неэкономично. 

Регулирование поворотом лопастей 
 

   Оно применяется в средних и крупных поворотнолопастных   осевых   насосах. При повороте лопастей изменяется характеристика  насоса и, следовательно, режим его работы (рис. 3). КПД насоса при повороте лопастей изменяется незначительно, поэтому этот способ регулирования значительно экономичнее регулирования дросселированием. 
 

Рисунок 3. Регулирование насоса изменением угла установки лопастей. 
 

   Наименьшая  мощность получается при регулировании изменением числа оборотов, несколько больше мощность при регулировании дросселированием, самая большая – при регулировании перепуском: N_{B об} < N_Bдр < N_{B пер}. Этот результат справедлив лишь для насосов, у которых с увеличением подачи мощность увеличивается (тихоходные и нормальные центробежные насосы). Если с увеличением подачи мощность уменьшается (например, осевые насосы), то регулирование перепуском экономичнее регулирования дросселированием. 

 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рисунок 4. Сравнение экономичности разных способов   регулирования  насоса 
 

1 Исходные данные для расчета 

Длины участков: 

    l₁ = 4 м;     l₂ = 8 м;      l₃ = 10 м;      l₄ = 0,5 м;      l₅ = 1 м;      l₆ = 1 м. 

Отметки установки приемных емкостей: 

    z₁ = 2 м;       z₂ = 4 м;      z₃ = 6 м.  

Свободный напор в точках потребления:  

   H₁= 3 м;         H₂= 3 м;       H₃= 2 м. 

Расходы жидкости на участках: 

  Q₁= 100 м³/ч;        Q₂= 200 м³/ч;      Q₃= 50 м³/ч. 

Угол  раскрытия диффузора α = 60º.

Длина теплообменника L_тр = 1,8 м.

Диаметр расширительной емкости d_р = 0,6 м. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

3 Бланк исходной информации 

Количество  ветвей – 3.

Состояние труб – с незначительной коррозией.

                                                                                                                      

 
 

Характеристика  местных сопротивлений 

1. Двухтрубный теплообменник ("труба в трубе''): ветвь 3, длина участков теплообмена – 1,8 м, количество участков – 4. 

3. Резкий поворот:

ветвь 1,  угол 90º,

ветвь 1,  угол 90º,

ветвь 2,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º,

ветвь 3,  угол 90º.

5. Вход в трубу:

ветвь общая,       угол входа 0°,

ветвь общая,       угол входа 0°,

ветвь 1,              угол входа 0°,

ветвь 3,              угол входа 0°.

6. Выход из  трубы:

ветвь общая,       угол выхода 0°,

ветвь 1,            угол выхода 0º,

ветвь 2,            угол выхода 0º,

ветвь 3,  угол выхода 0º.

7. Внезапное  расширение:

ветвь общая,  диаметр расширительной емкости d_р = 0,6 м.

8. Внезапное  сужение:

ветвь 2,  диаметр расширительной емкости d_р = 0,6 м.

10. Диффузор:

ветвь 2,  угол раскрытия α = 60º. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

                                         
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

4 Расчет гидравлических характеристик схемы 

   Расчет гидравлических параметров схемы необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкости и подбора стандартной гидравлической машины (насоса). 

4.1 Расчет диаметров трубопроводов  

   Заданная технологическая схема  содержит емкости, расположенные  на различных отметках высот, центробежный насос и сложный разветвленный трубопровод с установленной на нем запорной и регулирующей арматурой и включающий ряд местных сопротивлений.   Расчет целесообразно начинать с определения диаметров трубопровода по формуле: 

                                                                 d_i = √ 4Q_i /(πw)     ,                                                     (1) 

где Q_i – расход среды для каждой ветви, м³/с;  

w_i – скорость жидкости, м/с.

   Для нахождения расхода общей ветви Q₀, м³/ч используется следующая формула:

       _n

Q₀=∑ Q_i ,                  (2)

      ⁱ⁼¹

где Q_i – расход соответствующей ветви, м³/ч.

     

Q₀ = Q₁ + Q₂ + Q₃ = 100 + 200 + 50 = 350 м³/ч. 

   Для проведения вычислений расход Q_i переводится из м³/ч в м³/с: 

Q₀ = 350 м³/ч = 350/3600 = 0,097 м³/с,

Q₁ = 100 м³/ч = 100/3600 = 0,028 м³/с,

Q₂ = 200 м³/ч = 200/3600 = 0,056 м³/с,

Q₃ = 50 м³/ч = 50/3600 = 0,014 м³/с.

 

На практике для сред, перекачиваемых насосами, рекомендуют принимать значение экономической скорости  ≈ 1,5 м/с. 

Вычисляются диаметры трубопроводов по ветвям по формуле (1):

d₁=    (4·0,028)/( π·1,5) = 0,154 м = 154 мм,

d₂=    (4·0,056)/(π·1,5) = 0,218 м = 218 мм,

d₃=    (4·0,014)/(π·1,5) = 0,109 м = 109 мм,

d₀=    (4·0,097)/(π·1,5) = 0,287 м = 287 мм. 

   На основании рассчитанных значений d_i выбирается ближайший стандартный диаметр трубы d_стi   по ГОСТ 8732 – 78 для стальных бесшовных горячекатаных труб.

   Для первой ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 168 мм, со стенкой толщиной 5 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 – 74: 
 
 

Труба   168^х 5 ГОСТ 8732 – 78 

             Б10   ГОСТ 8731 – 74 

   Для второй ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 245 мм, со стенкой толщиной 7 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 – 74: 

Труба   245^х 7 ГОСТ 8732 – 78 

            Б10   ГОСТ 8731 – 74 

   Для третьей ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным  диаметром

121 мм, со стенкой толщиной 4 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б  ГОСТ 8731 – 74: 

Труба   121^х5 ГОСТ 8732 – 78 

             Б10   ГОСТ 8731 – 74 

   Для общей ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным  диаметром

299 мм, со стенкой толщиной 8 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б  ГОСТ 8731 – 74: 

Труба   299^х 8 ГОСТ 8732 – 78 

            Б10   ГОСТ 8731 – 74    . 
 

Вычисления  внутренних диаметров d_{i ,} мм, производятся по формуле:

                              d_i = D_i – 2·b,                                  (3) 

где D_i – наружный диаметр соответствующего трубопровода, м ;                      b – толщина стенки, м. 

     d₀ = 299-2·8 = 283 мм = 0,283 м,

     d₁ = 168-2·5 = 158 мм = 0,158 м,

     d₂ = 245-2·7 = 231 мм = 0,231 м,

     d₃ = 121-2·4 = 113 мм = 0,113 м.

   Так как внутренние диаметры стандартных труб отличаются от значений, рассчитанных по формуле (1), необходимо уточнить скорость течения жидкости w, м/с, по формуле: 

w_i = 4·Q_i/(π·d²_стi),                                                              (4) 

где d_стi – рассчитанный стандартный внутренний диаметр для каждой ветви трубопровода, м;

       Q_i – расход среды для каждой ветви, м³/с. 

w₀ = (4 · 0,097)/( π · (0,283)²) = 1,54 м/с,

w₁ = (4 · 0,028)/( π · (0,158)²) = 1,43 м/с,

w₂ = (4 · 0,056)/( π · (0,231)²) = 1,34 м/с,

w₃ = (4 · 0,014)/( π · (0,113)²) = 1,4 м/с. 
 
 
 

4.2 Потери напора в трубопроводе 

      Потери  напора разделяют на потери на трение по длине и местные потери. Потери на трение Δh_i , м, возникают в прямых трубах постоянного сечения и возникают пропорционально длине трубы. Они определяются по формуле: 

Δh_{трен i} = λ_i · (l_i/d_i) · (w_i²/2g)                                                (5) 

где λ_i – безразмерный коэффициент потерь на трение по длине (коэффициент Дарси); 

  g – ускорение свободного падения, м/с². 

Коэффициент Дарси λ_i, определяется по универсальной формуле А. Д. Альтшуля: 

                    λ_i  = 0,11 · (Δ_i /d_i + 68/Re_i)^0,25,                                                               (6)

                     
где Δ_i – абсолютная эквивалентная шероховатость, зависящая от состояния труб;

 Re_i – число Рейнольдса. 

    Значение абсолютной шероховатости труб выбираем 0,2 мм, для стальных, бывших в эксплуатации  с незначительной коррозией труб.

   Число Рейнольдса Re вычисляется по следующей формуле: 

                        Re_i = (w_i · d_i · ρ)/μ = (w_i · d_i)/ν,                (7) 

где w_i – скорость течения жидкости по соответствующему трубопроводу, м/с;

      d_i – внутренний диаметр соответствующего трубопровода, м;

 ρ – плотность жидкости, кг/м³;

 μ – динамическая  вязкость, Па · с,

      ν – кинематическая вязкость, м²/с.

    Местные   потери   обусловлены   местными   гидравлическими   сопротивлениями,   то   есть  местными изменениями формы и  размера русла, вызывающими деформацию  потока. К ним относятся: резкие  повороты трубы (колена), плавные повороты, входы и выходы из трубопроводов, резкие (внезапные) расширения и сужения, конфузоры, диффузоры, змеевики, теплообменники, вентиля и т.д.