Контрольная работа: Электрооборудование силовых установок

Решение

При последовательном соединении насосов подачи всех насосов равны между собой и равны подаче установки, а напор, создаваемый установкой, равен сумме напоров последовательно соединенных насосов

Увеличение напора зависит от характеристики сети

Характеристика сети:

= (9)

H=

Задаемся значениями расхода Q и рассчитываем потребный напор Н, результаты расчетов заносим в таблицу 1.

Таблица 1

Характеристика сети

По данным таблицы строим характеристику сети (рис.1), и в этих же координатных осях, в том же масштабе строим характеристику насоса К 160/30 по точкам

Строится по точкам напорная характеристика и зависимость КПД от подачи (?-Q). Точка пересечения напорной характеристики насоса и характеристики сети (точка А) является рабочей точкой и определяет режим работы насоса на данный трубопровод , , ?=0,942

Вычисляем полезную и потребляемую мощность насоса, значения расхода Q подставляем в (1=

Полезная мощность:

Потребляемая мощность

(10)

Последовательное включение двух насосов. Характеристика двух последовательно включенных насосов строится путем суммирования напоров при одной и той же подаче (см. рис. 5).

20 л/с. Режим работы каждого насоса определяет рабочая точка .

= 20 л/с; =7,23 м; =0,93.

Рисунок 5 Графическое изображение сети

Задача 3

Осевой вентилятор, имеющий диаметр колеса D, диаметр втулки d, создает динамическое давление Определить его производительность, если плотность воздуха =1,29 кг/. Исходные данные к задаче приводятся в табл.5. Номер варианта принимается в соответствии с последней цифрой зачетной книжки.

Исходные данные:

D=1,4м

d=0,75 м

=400 Па

Решение

Производительность осевого насоса можно определить, пользуясь уравнением расхода , где -- осевая скорость в м/сек, - площадь выходного сечения потока в м². Площадь выходного сечения определяется по уравнению

, (11)

где D -- диаметр рабочего колеса в м, d -- диаметр втулки рабочего колеса м. Следовательно, производительность осевого насоса равна

, м³/мин (12)

Осевая скорость при ориентировочных расчетах может быть принята по формуле где ,

, м/с (13)

H --полный напор насоса в м.

При ориентировочных подсчетах величину напора осевого насоса Н можно определить по формуле:

, м (14)

К_n -- коэффициент напора, зависящий от коэффициента быстроходности насоса n_s, и -- окружная скорость на внешнем диаметре рабочего колеса,

, (15)

(здесь D -- диаметр рабочего колеса в м)

м

Тогда

Ответ:

Задача 4

Известна характеристика вентилятора (табл.6), построенная при плотности =0,95 кг/, наружном диаметре колеса =1,2 м и частоте вращения =200 рад/с. Построить характеристику геометрически подобного вентилятора при , D, w.

Данные для расчета приведены в табл.7. Номер варианта выбирается в соответствии с предпоследней цифрой шифра зачетной книжки

Таблица 2

Данные для расчета

Исходные данные: =0,95 кг/, D=1,2 м, w= 200 рад/с

Решение

150 рад/с=1440 об/мин, 200 рад/с=1910 об/мин

При одновременном изменении формулы перерасчета характеристик в общем виде записываются так:

(16)

(17)

(18)

Из общей формулы пересчета характеристики следует (при ?=const)

В таблицу сводим в первые четыре строки данные исходной характеристики, а в последующих трех - результаты пересчета, по которым построена новая характеристика.

Таблица 3

Данные для построения графиков

Рисунок 6 Исходная характеристика вентилятора

Рисунок 7 Расчетная характеристика вентилятора

Задача 5

нагнетатель насос сжатие компрессор

Определить подачу и температуру в конце процесса сжатия поршневого компрессора одностороннего действия, если известны диаметр поршня D, ход поршня S, частота двойных ходов поршня n, начальное и конечное давления и относительная величина мертвого пространства .

При проведении расчетов принять следующие значения: коэффициент подогрева =0,90...0,95; коэффициент герметичности =0,95...0,98; показатель политропы р=1,25

Исходные данные приводятся в табл.8. Номер варианта принимается в соответствии с последней цифрой шифра зачетной книжки.

Исходные данные:

D=480 мм, S= 480 мм, n=850 об/мин, =100 кПа, =850 кПа, =3%

Решение

(19)

, К (20)

Степень повышения давления:

(21)

Объемный КПД компрессора

(22)

Коэффициент подачи компрессора

(23)

Теоретическая подача компрессора (850 об/мин=14,17 об/с)

(24)

Действительная подача компрессора

(25)

Ответ: , .

Задача 6

Радиальный вентилятор имеет производительность , при давлении , кгс/, частоте вращения , об/мин, коэффициенте полезного действия , и мощности , кВт. Определить режим работы вентилятора и мощность при количественном и качественном регулировании, если требуемый режим работы определяется производительностью , . Исходные данные приводятся в табл.9.

Номер варианта принимается в соответствии со второй цифрой шифра зачетной книжки. Требуемый режим работы вентилятора определяется по характеристикам вентилятора.

Исходные данные: номер вентилятора - 3,2, =5000 , =48 кгс/

=0,45, =1,4 кВт, =3000 , =2900 об/мин

Решение

А. Регулирование сети количественное

1. По характеристике требуемый режим работы вентилятора при =3500 м³/ч и n_д=2100 об/мин определяется pд=80 кг/м² и з_д=0,73.

2. Определяем рабочую точку характеристики сети при Qтр=3500 м3/ч:

(26)

(27)

3. Находим величину дополнительного сопротивления, которое необходимо ввести в сеть:

(28)

т.е. сопротивление задвижки должно превышать сопротивление сети более чем в 2 раза ().

4. Мощность вентилятора

(29)

Таким образом, при уменьшении производительности на 40% мощность уменьшилась только на

Б. Регулирование путем изменения числа оборотов вентилятора

1. Определяем рабочую точку, характеризующую измененный режим работы вентилятора: Q_тр=3500 м³/ч и p_тр=23,52 кг/м² (см. выше).

2. По характеристике определяем режим работы вентилятора: n=850 об/мин и з_д=0,45.

3. Мощность вентилятора

Из полученных данных следует, что число оборотов в минуту необходимо уменьшить с 2100 до 850, т.е. на

Ответ:.

Задача 7

Определить основные размеры радиального вентилятора компактных габаритов, то есть при лопастях колеса, загнутых вперед.

Исходные данные для расчета приводятся в табл.10. Номер варианта принимается в соответствии с последней цифрой шифра зачетной книжки.

Исходные данные: L=4000 , P = 630 Па, =1,2 кг/, Решение:

4000

82

630 Па =64,24 кгс/м²

I. Определить основные размеры колеса, диаметр входного отверстия, размер выходного отверстия, число лопаток, углы лопаток колеса.

1) Для определения, к какому типу нагнетателей (центробежный или осевой по заданным значениям относится вентилятор, определим быстроходность (удельное число оборотов). Рассчитываем коэффициент быстроходности

(30)

2) Определяем диаметр входа в вентилятор из условия обеспечения наименьших потерь давления в межлопаточных каналах колеса при минимальном значении относительной скорости на выходе (по ЦАГИ)

, м (31)

где в зависимости от удельной быстроходности рекомендуется k=1,6...1,8.

3) Определяем диаметр входа в колесо . По конструктивным соображениям обычно принимают равным

4) Для определения наружного диаметра колеса пользуемся усредненной формулой

(32)

На основе обработки результатов многочисленных испытаний центробежных вентиляторов простейшего типа с постоянной шириной колес и с лопатками, входные кромки которых загнуты вперед , можно принять в среднем

5)Определим раскрытие спирали кожуха прямоугольного сечения, выпускные отверстия, которые имеют форму квадрата и по площади равны входным отверстиям.

(33)

6) Ширину колеса на входе определяем исходя из следующих соображений. Если исходить из сохранения скорости на повороте потока и допустить, что площадь живого сечения потока равна цилиндрической поверхности , то получим , а так как , то .

В действительности отрыв потока на повороте неизбежен и ширину колеса принимают с запасом , где k=1,05…1,25 для вентиляторов с витками загнутыми назад.

Итак

7) Величину раскрытия спиральных кожухов определяют на основании определенных уравнений (Л-2). Однако в практике при обработке многочисленных испытаний в среднем принимают

(34)

8)Зная раскрытие спирали кожуха «А» и принимая, что сторона конструкторского квадрата можно построить спираль.

9) Число лопаток колеса вентилятора определяем по формуле с последующим округлением результатов до чисел кратным 4 или 6.

10) В целях уменьшения гидравлических потерь угол входа на лопатки должен превышать ,, точнее его следует принимать т.е.., причем меньший угол соответствует колесам вентиляторов с большей быстроходностью.

Принимаем ;

11) Радиальные вентиляторы простейшего типа, основные размеры которых определены с помощью указанных формул и соотношений, отвечают требованиям с достаточной для практических целей точностью при угле установки лопаток колеса на выходе °,

Принимаем ;

12) Мощность вентилятора N (кВт) на колесе, основные размеры которого определены указанным выше способом, можно вычислить по формуле:

, кВт (35)

, кВт

Рисунок 8 Аэродинамическая схема рассчитанного вентилятора

Заключение

В заключении, необходимо отметить, что насосы, вентиляторы и компрессоры довольно широко распространены в любых отраслях и в наше время. Любой тип как компрессора, так и насоса имеет свою область применения, свои уникальные характеристики, что позволяет им оставаться востребованными и по сей день. Но прогресс не стоит на месте и необходимо разрабатывать все новые и более усовершенствованные установки.

Список используемой литературы

1. Беляев В.В. Насосы, вентиляторы, компрессоры Тула: Изд-во ТулГУ, 2008. 184 с.

2. Бромлей М.Ф. Гидравлические машины и холодильные установки. М.: Стройиздат, 1971. 260 с.

3. Вахвахов Г.Г. Работа вентиляторов в сети. М.: Стройиздат, 1975. 102 с.

4. Измайлов Р.А., Селезнев К.П. «Нестационарные процессы в центробежных компрессорах: надежность и диагностируемость», 1989

5. Калинушкин М.П. Насосы и вентиляторы. М.: Высшая школа, 1987. 176 с.

6. Пеклов А.А. Гидравлические машины и холодильные установки. Киев: Вища школа, 1971. 280 с.

7. Поляков В.В., Скворцов Л.С. Насосы и вентиляторы. М.: Стройиздат, 1990. 336 с.

8. Ревзин Б.С. Газотурбинные газоперекачивающие агрегаты Недра,1986 г.

9. Селезнев К.П., Галеркин Ю.Б. «Центробежные компрессоры», Машиностроение Л, 1982

10. Селезнев К.П., Зуев А.В., Измайлов Р.А., Стрижак Л.Я., «Некоторые проблемы центробежных компрессоров высокого давления» // Тезисы докладов международной научно-технической конференции по турбомашинам, ФРГ, Эссен, 1988

11. Цыбин Л.А., Шапаев И.Ф. Гидравлика и насосы. М.: Высшая школа, 1976.

12. Черкасский В.М. Насосы, вентиляторы, компрессоры. М.: Энергоатомиздат, 1984. 416 с.

13. Кинематика потока в рабочем колесе нагнетателя [Электронный ресурс]: https://mydocx.ru/7-46469.html