Процессы переноса импульса при трубопроводном транспорте пищевых продуктов

н

 

 
 
 

Поскольку повышение давления в вентиляторах невелико, изменением

термодинамического  состояния газа в них можно пренебречь. Поэтому к ним применимы теории машин для несжимаемой среды.

Мощность, потребляемой вентиляторами рассчитывают по формулам (1.32), (1.34) и

_{(1.35). Потребный напор вентилятора (в м столба газа) определяют по формуле} 

_{H =}  ^{р2 - р1}

rg 
 

+ h_П 

, (1.39) 

      гдер₁  - давление в аппарате, из которого засасывается газ; р₂  - давление в аппарате, в который подается газ; h_п – суммарные потери напора во всасывающий и нагнетательной линиях.

      К. п. д. центробежных вентиляторов обычно составляют h_н  = 0,6 – 0,9, осевых вентиляторов – h_н= 0,7 – 0,9. При непосредственном соединении валов вентилятора и двигателя h_пер = 1, при клиноременной передаче h_пер – 0,92. 

Технические характеристики центробежных вентиляторов

 

 
 
 

1.5.   Примеры расчета насосов и вентиляторов. 

_{Пример 1. Расчет насоса}

_{Подобрать насос для перекачивания воды при температуре 20}⁰ _{С из открытой емкости}

в аппарат, работающий под избыточным давлением 0,1 МПа. Расход воды 1,2 10^-2  м³  / с. Геометрическая  высота  подъема  воды 15  м.  Длина  трубопровода всасывания  10 м, а нагнетания 40 м, на линии нагнетания имеются два отвода под углом 120⁰ и 10 отводов под углом 90⁰ с радиусом поворота, равным 6 диаметрам трубы, и 2 нормальных вентиля. На всасывающем участке трубопровода установлено 2 прямоточных вентиля, имеется 4 отвода

под углом 90⁰  с радиусом поворота, равным 6 диаметрам трубы. Проверить возможность установки насоса на высоте 4 м над уровнем воды в емкости.

а) Выбор трубопровода

      Для  всасывающего и  нагнетательного трубопровода примем одинаковую  скорость течения воды, равную 2 м/с. Тогда диаметр по формуле 

_d ^{4 Q} ₌

p w 
 

4 × 1, 2 × 10 ^{- 2} 
 

/ 3,14 × 2 
 

= 0 ,088 м 

Примем, что трубопровод стальной, коррозия незначительна

б) Определение потерь на трение и местные сопротивления

_{Находим критерий Рейнольдса:} 
 

_Re=^udr

^m 

_{2×0,088×998}

^= =174800

1,005×10 
 
 
 

т.е режим турбулентный. Абсолютную шероховатость трубопровода принимаем D= 2·

₁₀^-4_{м .Тогда} 
 
 

_{e = D / d} 

_{= 2 × 10} ^{- 4} 

_{/ 0 ,008} 

_{= 0 ,00227} 
 
 

Далее получим : 
 

¹ _{= 441 ;} 

₅₆₀ ¹ _{= 247000 ; 10 ×} ¹ _{= 4410 ;} 

4410 

< Re 

< 247000 

e e e 
 

Таким образом , в трубопроводе имеет место смешанное трение, и расчет  l следует

_{проводить по формуле (1.6):} 
 

_{l = 0,11ç 0,00227}

è 

₊ ⁶⁸

¹⁷⁴⁸⁰⁰ 

_{0 , 25}

_ö

_÷

ø 
 

= 0,11 × 0,00266 ^{0 , 25} 
 

= 0,025 
 
 

Определим сумму коэффициентов местных сопротивлений отдельно для

всасывающей и  нагнетательной линий.

Для всасывающей линии:

 

1) Вход в трубу (принимаем с острыми краями): x₁= 0,5

2) Прямоточные вентили : для d=0,076  м,  x= 0,6, для d=0,10 м x= 0,5

Экстраполяцией находим для  d= 0,088 и  x = 0,55

Умножая на поправочный коэффициент k = 0,925 получаем x₂ = 0,51

3) Отводы: коэффициент А=1, коэффициент В= 0,09; x₃ = 0,09

Сумма коэффициентов местных сопротивлений во всасывающей линии 

_åx = x₁ + 2x₂ + 4x₃ = 0,5 +1,02+ 0,36 = 1,88

_{Потерянный напор во всасывающей линии находим по формуле (1.2)} 
 
 

_æ 10 

_ö 2 ² 

^h _{п .вс .} 

= _ç 0 , 025

è 
 

0 , 088 

_{+ 1,88 ÷}

ø ^{2 × 9 ,81} 

= 0 ,962 м 
 
 

Для нагнетательной линии:

1) отводы под углом 120⁰: А=1,17, В=0,09, x₁= 0,105

2) отводы под углом 90⁰: x₂ = 0,09 (см. выше)

3) нормальные вентили : для d = 0,08 м x = 4,0, для d= 0,1 м x = 4,1. Принимаем для d

= 0,088 м x₃=4,04

^{4) выход из трубы: x}₄ ⁼¹ 

_{Сумма коэффициентов местных сопротивлений в нагнетательной линии} 
 

^{å x = 2x}₁ ^{+ 10x} ₂ ^{+ 2x} ₃ ^{+ x} ₄