Определение рабочей точки центробежного насоса и мощности приводного двигателя
Курсовая работа, 10 Июня 2015, автор: пользователь скрыл имя
Описание работы
Насосы представляют собой гидравлические машины, предназначенные для преобразования механической энергии приводного двигателя в гидравлическую энергию потока жидкости. Насосы передают жидкости энергию. Жидкость, получившая энергию от насоса, поднимается на определенную высоту, перемещается на необходимое расстояние в горизонтальной плоскости, или циркулирует в какой либо замкнутой системе.
Первоначально насосы предназначались исключительно для подъёма воды. В настоящее время область их применения широка и многообразна.
Содержание работы
ВВЕДЕНИЕ
4
1.
Постановка задачи
5
2.
ТЕОРЕТИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ РАСЧЕТА
7
2.1.
Некоторые сведения о насосах
7
2.2.
Гидравлическая сеть
13
2.3.
Определение потерь энергии на преодоление гидравлических сопротивлений
18
2.4.
Кавитационные расчеты всасывающей линии насоса
20
3.
РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
22
3.1.
Определение рабочей точки центробежного насоса и мощности приводного двигателя
22
3.2.
Определение минимального диаметра всасывающего трубопровода из условия бескавитационной работы
26
3.3.
Определение рабочей точки насоса из условия бескавитационной работы
29
3.4.
Регулирование подачи насоса в гидравлическую сеть
31
3.4.1.
Расчет коэффициента сопротивления регулировочного крана
31
3.2.2.
Регулирование подачи путем изменения частоты вращения вала насоса
32
3.2.3.
Сравнение способов регулирования
33
ВЫВОДЫ
35
Библиографический список
Файлы: 1 файл
Kursovaja.doc
— 1.40 Мб (Скачать файл)Q= Q2 =84×10-3× 0,8 =67,2×10-3 м3/с.
Поскольку характеристика
сети не меняется, получаем на
характеристике сети новую
2). Строим кривую подобных режимов по уравнению:
H = H2 × Q2 /Q 22=40× Q2 / (67,2×10-3)2
Войдите в Excel Лист2, введите свои исходные данные и скопируйте таблицу и график в документ.
Рис.19. Определение числа оборотов при уменьшении подачи
3. Определяем по графику абсциссу точки пересечения параболы подобных режимов и старой характеристики насоса : Q1 = 79×10-3 м3/с.
4. Определяем расчётное число оборотов вала насоса:
n2 = n1×Q2/Q1= 2950×67/79=2501 об/мин.
3.4.3. Сравнение способов
1.При регулировании степенью открытия крана (рабочая точка располагается на исходной характеристике насоса):
Q =67×10-3 м3/с, H=65м, h=0,72 .
- При регулировании оборотами (рабочая точка располагается на исходной характеристике сети):
Q =67×10-3 м3/с, H=40м, h=0,72 .
Определяем мощность приводного двигателя.
- При регулировании степенью открытия крана:
N = 884×9,8×65×67×10-3/0,72 = 48кВт
- При регулировании оборотами:
N = 884×9,8×40×72×10-3/0,72 = 32кВт
При регулировании оборотами снижение мощности составляет:
DN/N =(48 - 32)/ 48=0,26 = 33%.
ВЫВОДЫ
- Определена рабочая точка насоса D-320 при его работе в заданную гидравлическую сеть. Её параметры: Q=76×10-3 м3/с, H=59м, h = 0,68.
- Определен минимальный диаметр всасывающего трубопровода из условия бескавитационной работы. Он равен 160×10-3 м. Поскольку этот диаметр больше заданного (140мм), диаметр всасывающего трубопровода увеличен до 180мм (ближайший больший по ГОСТу).
- Определена рабочая точка насоса при условии отсутствия кавитации. Её параметры: Q=84×10-3 м3/с, H=52м, h = 0,61.
- Определена степень открытия крана, равная 0,23, при которой расход в системе будет равен 0,8Q.
- Определены обороты двигателя, равные 2501 об/мин., при которых расход в системе будет равен 0,8Q .
- Сравнение показало, что при регулировании оборотами выигрыш в мощности составляет 33 %.
Библиографический список
1. Рабинович Е.З., Евгеньев А.Е. Гидравлика.- M.: Недра, 1987.-234с.
2. Раинкина Л.Н. Гидромеханические расчеты трубопроводных систем с насосной подачей жидкости.- Ухта: УИИ, 1997.- 79с.