Ирина Эланс

Автор который поможет с любыми образовательными и учебными заданиями

Роторные насосы

Министерство сельского хозяйства РФ

Департамент кадровой политики и образования

ФГОУ ВПО Ижевская Государственная

сельскохозяйственная академия

Контрольная работа

по дисциплине:

ТЕПЛОМАССОБМЕН ОБОРУДОВАНИЯ

ПРЕДПРИЯТИЙ

Выполнил: Сухарев С.Ф.

Cпециальность: ЭнОП

Курс: 5

Шифр: 07014

Проверил:

Дата_________________

Подпись______________

Ижевск 2011 г.

Задача 1

Рассчитать допустимую геометрическую высоту Н_{Г
ДОП}. расположения насоса над уровнем всасываемой воды и мощность на валу.

ДАНО :

Подача насоса V =265 м³/ч;

Давление за насосом Р_К =0,7 МПа;

Температура подаваемой воды t =35ºC;

Изменение напора во всасывающем водопроводе Н_ВС =0,48 м;

Давление над уровнем всасываемой воды Р_о =0,1 МПа;

Установка оборудована центробежным насосом двухстороннего входа типа Д320-70 (ГОСТ 10272-77). Его характеристики:

Внутренний диаметр рабочего колеса d₁ =0,12 м;

Частота вращения вала n=1470 мин^-1;

КПД насоса =0,76

Начертить схему установки насоса с указанием основных размеров.

РЕШЕНИЕ :

По таблицам насыщенного водяного пара находим давление насыщения по температуре всасываемой жидкости.

Т_вод=273+t=273+35=308 К;

Р_НП =5,62 кПа.

Высота кавитационного слоя рассчитывается по формуле

Н_КАВ = (Р_о- Р_НП)/( · g),

где = 1000 кг/м³ – плотность воды;

g= 9,8 м/с² – ускорение свободного падения.

Н_КАВ = (0,1· 10⁶– 5,62· 10³)/(1000 · 9,8)=9,63 м.

Критическая высота всасывания с учётом двухстороннего входа насоса будем составлять:

Н_{ВС КР} = Н_КАВ -10 · ((V/2)^1/2 · n/С)^4/3,

где С = 900– кавитационный коэффициент быстроходности или коэффициент

Руднева ;

Н_{ВС КР} = 9,63 -10 · ((265/2· 3600)^1/2 ·1470/900)^4/3 = 7,49 м.

Скорость во всасывающем патрубке насоса рассчитывается по формуле:

С = V/S ,

где S –площадь сечения всасывающего патрубка, м²;

S= d_ВС²· /4,

где d_ВС – диаметр всасывающего патрубка, м.

S= 0,12²· 3,14/4 = 0,011 м²

С = 265/0,011· 3600= 6,69 м/с.

Допустимая геометрическая высота расположения насоса над уровнем всасываемой воды вычисляется по формуле:

Н_{Г ДОП}= Н_{ВС
ДОП} - Н_ВС - С²/2 g- d₁/2

Н_{Г ДОП}= 6,95 - 0,48 - 6,69²/2 · 9,8 – 0,12/2 =4,12 м.

Найдём допустимую высоту всасывания по формуле:

Н_{ВС ДОП} =Н_{ВС КР} - 0,25 · (Н_КАВ - Н_{ВС
КР}),

Н_{ВС ДОП} =7,49 - 0,25 · (9,63 – 7,49) = 6,95 м.

Мощность на валу насоса находится по следующей формуле:

N = · g· V· H/(1000 ·),

где Н – напор насоса

Н= (Р_К – Р_б)/ · g,

где Р_б– абсолютное давление в насосе перед входным сечением межлопастных

каналов. Р_б находится из уравнения Бернулли, записываемого для потока от

поверхности воды в деаэраторе до входа в межлопастные каналы рабочего

колеса насоса.

Р_б = Р_о+ · g · Н_{Г ДОП}-· g· Н_ВС-· с²/2

Р_б = 0,1· 10⁶+ 1000 · 9,8 · 4,12 – 1000 · 9,8 · 0,48-1000 · 6,69²/2 = 0,113 МПа

Н= (0,7– 0,113)/1000 · 9,8 = 60 м.

N = 1000 · 9,8 · 265 · 60/(3600 · 1000 · 0,76) = 56,9 кВт.

Задача 2

Определить количество ступеней Z и ход S и диаметр D поршня в каждой ступени, мощность N на валу горизонтального крейцкопфного компрессора с дифференциальным поршнем.

ДАНО :

Конечное давление Р_К = 4 МПа;

Подача при условиях всасывания V₁ = 8 м³/мин;

Относительный объём мёртвого пространства а = 0,055;

Частота вращения вала n = 930 мин^-1;

Начальная температура воздуха, до которого его охлаждает вода

в промежуточных охладителях t = 20ºC;

Начальное давление всасывания Р₁ = 0,1 МПа;

Показатель политропы расширения воздуха в мёртвом пространстве m = 1,2;

Термический коэффициент _Т = 0,93;

Коэффициент герметичности _Г = 0,96;

Изотермический КПД _ИЗ = 0,65;

Механический КПД _М = 0,87;

Коэффициент потерь давления в промежуточных охладителях _Е = 0,93;

Отношение хода поршня к диаметру цилиндра для первой ступени Е = 0,7.

Вычертить схему компрессора с указанием рассчитанных геометрических размеров.

РЕШЕНИЕ :

Принимаем количество ступеней Z = 2, газовым сопротивлением при входе пренебрегаем.

Степень повышения давления одной ступени компрессора находится по формуле: Е = (Е_к/,

где Е_к – степень повышения давления компрессора в целом;

_Е = 0,93 – коэффициент, учитывающий потери давления в промежуточных

охладителях.

Е_к = Р_К / Р₁ = 4 / 0,1 = 40;

Е = (40 / = 6,56.

Рабочий объём цилиндра первой ступени рассчитывается по формуле:

= ,

где _Т= 0,93 - термический коэффициент;

_Г= 0,96 - коэффициент герметичности.

= 0,0121 м³

Для первой ступени компрессора, образованной поршнем одного диаметра D₁, рабочий объём цилиндра определяется площадью поршня и его ходом.

= ,

Для горизонтальных крейцкопфорных компрессоров отношение хода поршня к диаметру цилиндра для первой ступени принимается по формуле (е = 0,6…0,9):

е = S / D₁ = 0,7

Из последних двух формул находим диаметр поршня первой ступени:

D₁ = = = 280 мм.

Ход поршня будет составлять:

S = е · D₁ = 0,7 ∙ 280 = 196 мм.

При охлаждении в промежуточном охладителе до начальной температуры, рабочий объём цилиндра будет составлять:

= ,

где Р_ПР – промежуточное давление за первой ступенью.

Р_ПР= Е · Р₁ = 6,56 ∙ 0,1 = 0,656 МПа,

= = 0,00198 м³

Для второй ступени, образованной дифференциальным поршнем с диаметрами D₁и D₂ , рабочий объём цилиндра определяется по формуле:

= ,

Из последнего уравнения находим диаметр поршня для второй ступени:

D₂ = = = 256 мм.

Мощность многоступенчатого компрессора определяется по формуле:

N = ,

где _ИЗ = 0,65 - изотермический КПД принимаем по рекомендации для поршневых

компрессоров ;

_М = 0,87 - механический КПД.

N = = 173,95 Вт.

Задача 3

Рассчитать основные параметры первой ступени осевого компрессора. Определить ориентировочно количество ступеней.

ДАНО :

М₁ = 57 кг/с;

Р₁ = 90 кПа;

Е_К = 5;

t₁ = 20ºC;

U_К = 241 кг/с.

РЕШЕНИЕ :

Из уравнения состояния

= = = 1,07 кг/м³,

= = = 53,3 м³/с.

Принимаем U_К = 241 м/с, V₁ = 0,65, ₁ = 0,6.

Осевая скорость осреднённая по сечению определяется по формуле:

С_а= ₁∙ U_К = 0,6 · 241 = 145 м/с.

Наружный диаметр первой ступени

d_К1 = = 0,9

Необходимая частота вращения

n = = 5116 об/мин.

Полученная частота вращения возможна при паротурбинном и газотурбинном приводе. В случае привода от электродвигателя с синхронной частотой вращения 3000 об/мин. необходимо включение между двигателем и компрессором повышающей передачи с отношением 1 : 1,71.

Диаметр втулки

d_ВТ1 = 0,65 · 0,9 = 0,58

Длина лопатки первой ступени

d_L1 = = 0,16 м

Средний диаметр ступени

d_1СР = = 0,74 м

Средняя окружная скорость лопатки

U_1СР == 198 м/с

Коэффициент расхода по средней скорости

0,73

Принимаем Р = 0,75; b/t = 1,5

При = = 1,02 имеем = 0,75, откуда получаем = 0,75

0,75 · 0,73 = 0,55

Принимая = 0,9 ,определяем коэффициент напора

2 · = 2 · 0,55 · 0,9 = 0,99

Изоинтропная работа ступени

L_{а СТ} = 0,99 · = 19405 Дж/кг

Изоинтропная работа компрессора по заданным параметрам

L_а = = 168000 Дж/кг

Количество ступеней

Z = = = 9

Задача 4

По результатам теплового , гидравлического и технико-экономического расчётов выбрать оптимальный вариант нормализованного спирального теплообменника и вычертить его эскиз с указанием конструктивных размеров.

ДАНО :

Расход греющего теплоносителя G₁ = 35 кг/с;

Температура теплоносителя на входе в теплообменник = 135ºC;

Температура теплоносителя на выходе из теплообменника = 92ºC;

Температура нагреваемого теплоносителя на входе = 18ºC;

Температура нагреваемого теплоносителя на выходе = 50ºC;

Греющий и нагреваемый теплоносители - оборотная вода,

Схема движения теплоносителей противоточная,

Коэффициент потерь теплоты в теплообменнике η_п= 0,98,

Материал спиралей - углеродистая сталь с коэффициентом

теплопроводности ^λ^{=
50 Вт/(м}^⋅^К),

Толщина спиральной ленты δ=0,004м,

^{Термические
сопротивления загрязнений
на поверхности}

^{спиральной
ленты со стороны греющего
и нагреваемого}

^{теплоносителей
R}₁^{=
2}^⋅¹⁰^-4^м²^⋅^{К/Вт
и R}₂⁼3⋅10^-4м²⋅К/Вт,

Сумма коэффициентов местных сопротивлений в каждом канале

теплообменника Σζ = 3,

КПД насосных установок для подачи теплоносителей η = 0,63 Ц_э = 0,02 руб./кВт-ч, Число часов работы оборудования τ_р= 8000 ч/год.

Оптимизацию теплообменника выполнить для значения ширины канала b = 0,008м.

РЕШЕНИЕ :

Определяем среднюю логарифмическую разность температур по формуле:

t = (t_б - t_м)/ ln(t_б /t_м),

где t_б и t_м – большая и меньшая крайние разности температур.

t_б = - = 135 - 92 = 43ºC;

t_м = - = 50 - 18 = 32ºC;

t = (43 - 32)/ ln(43 /32) = 37,2ºC

Средняя температура теплоносителя

= 0,5( + )= 0,5(135 + 92) = 113,5ºC;

= - = 113,5 + 37,2 = 76,3ºC

Определяем тепловую нагрузку теплообменника по формуле:

Q = G₁ · C₁ ( - )· ,

где = 0,98 – коэффициент потерь теплоты в теплообменнике.

Q = 35 · 4,189 (135 - 92)· 0,98 = 6178,36 кВт.

Расход нагреваемой воды определяется по формуле:

G₂= Q/ = 6178,36/4,19(50-18) = 46 кг/с

Водяные эквиваленты теплоносителей определяются

W₁= 35 · 4,189 = 146,6

W₂= 46 · 4,19 = 192,7

Так как W₁> W₂, то

= 0,5( + )= 0,5(18 + 50) = 34ºC;

= + = 34 + 37,2 = 71,2ºC

По полученным значениям t₁ и t₂ уточняем: С₁= 4,18 Дж/г·к, С₂ = 4,17 Дж/г·к

Производится приближённая оценка площади поверхности теплообмена F_o

Коэффициент теплопередачи:

К = (1/α ₁+ R₁ + δ/λ + R₂+ 1/α ₂)^-1,

К = (1/879+ 2 ∙ 10^-4 + 0,004/50 + 3 ∙ 10^-4 + 1/1532)^-1= 434 Вт/(м³∙К)

Площадь поверхности теплообмена:

F_o= 10³Q/(К ∙ ∆t) = 6178,36∙10³/(434 ∙37,2) = 382,68 м³

Выбираем три теплообменника с F = 100 м³ и один с F = 80 м³последовательно соединённых. Технические характеристики приведены в таблице 1.

Таблица 1

F, м³	Толщина листа, мм	Ширина листа, м	Длина канала, м	Площадь сечения канала, 10⁴м²	Масса теплообменника, кг	D штуцеров для жидких теплоносителей, мм
80	6	1,1	36,4	138	5450	150
100	4	1,25	40	150	5960	150

Определим шаг спирали:

e =b + δ = 0,008 + 0,004 = 0,012 м

Диаметр первого полувитка спиралей:

d₁= 3d_y = 3 ∙ 0,15 = 0,45 м

Параметр спиралей:

х = 0,5 (d₁/е - 1) = 0,5(0,45/0,0012 - 1) = 18,25 м

Количество витков спиралей:

n = [2 ∙ L/(π ∙ е) + х²]^0,5 – х = [2 ∙ 40/(3,14 ∙ 0,012) + 18,25²]^0,5 – х = 31