Как найти площадь плунжера

По диаграмме А.Н.
Адонина [2] на пересечении проекций
Q =10 т/сут =
12,3 м³/ сут и H_сп
= 1100 м находим СК-4-2,1–1600 и диаметр насоса
28 мм. При глубине меньше 1200 м следует
выбрать невставной насос. Выбираем
НН2С- 28-21-12.

Насосы НН2С
предназначены для откачивания из
нефтяных скважин маловязкой жидкости
с содержанием механических примесей
до 1,3 г/л. НН2С – невставной с ловителем,
с составным, ( втулочным) цилиндром.

Для НН2С – 28
требуется НКТ 484
мм.

По табл. 2.1 [3]
выбираем штанги из углеродистой стали
(σ_пр
= 70 МПа) диаметр 16 мм.

Режимные параметры
5СК4- 2,1-1600 по ГОСТ 5866

Ѕ_а
= 0,84; 1,26; 1,68; 2,1 м – длина хода полированного
штока.

Число качаний, Һ
= 5 – 15 мин ˉ ¹, табл. 6.3 [4].

Редуктор Ц2Н-500
имеет передаточное число 38 и диаметр
шкива – 630 мм.

Для обеспечения
продолжительной работы СК следует
принять максимальную длину хода и найти
по диаграмме А.Н. Адонина максимальную
производительность насоса диаметром
28 мм, которая может быть получена при
работе станка – качалки на максимальных
параметрах.

По диаграмме
находим Q_mах
= 21 м³/сут.

При длине хода
S_max
= 2,1 м, число качаний находим по формуле:

,
(3.1)

где n_max
– максимальное число качаний по
характеристике станка – качалки;

Q_ф
– фактический дебит скважины;

Q_max
– максимальная производительность
насоса при работе на максимальных
параметрах.

.

Определим параметры
работы насоса аналитическим методом,
исходя из минимума напряжений в штангах.

Зададимся
стандартными значениями S_а
и n
и по формулам (3.2) – (3.5) определим F_пл
и D_пл
и составим табл. 3.2.

Для получения
минимума напряжений в штангах основные
параметры работы насоса находятся между
собой в следующей зависимости:

;
(3.2)

,
(3.3)

где q_ср
– масса 1 п .м одноступенчатых штанг,
1,616 кг для штанг диаметром 16

мм, табл. 10.1
[1].

Площадь сечения
плунжера находим по формуле:

,
(3.4)

где Q
– производительность насоса, м³/сут;

S
– длина хода сальникового штока, м.

Диаметр плунжера
находим по формуле:

.
(3.5)

Длина хода точки
подвески штанг, соответствующие число
качаний, площади и диаметр плунжер.

Таблица
3.2

№ реж	S,м	n	F пл, см²	Dпл, см
1	0,84	19,7	8,18	3,23
2	1,26	15	7,16	3,02
3	1,68	12,4	6,49	28,8
4	2,1	10,7	6,02	27,7

Таким образом,
исходя из табл. 3.2 видно, что наиболее
приемлемыми режимами работы насос
является 3-й и 4-й.

Для выбора
оптимального режима определим максимальные
значения нагрузок в точке подвеса штанг
по формуле:

,
(3.6)

где L
– глубина спуска насоса, м ;

b =(ρ_ш
– ρ_ж)/ρ_ш
– коэффициент облегчения штанг в
жидкости ;

ρ_ш,
ρ_ж
– плотность материала штанг и жидкости
соответственно;

– фактор инерционных
нагрузок;

g
– ускорение свободного падения.

Наиболее выгодным
режимом будет 4-й, при котором P_max
= 23,8 кН
наименьшая. Минимальную нагрузку найдем
по формуле:

,
(3.7)

Определим
максимальное и минимальное напряжения
по формуле:

,
,
(3.8)

где
– площадь поперечного сечения штанг.

,

.

_{Для выбора
материала штанг определяем σпр:}

_(3.9)

где


амплитудное
значение напряжения в асимметричном
цикле. (3.10)

,

.

_{По таблице 2.4
[3] выбираем штанги из стали марки 40для
некоррозионных условий, σпр
доп = 70
МПа.}

_{Коэффициент
запаса прочности штанг составит:}

(3.11)

_{σт
– предел текучести материала штанг.}

_{Определим
необходимое число качаний при использовании
стандартного диаметра плунжера ( для
4-го режима это будет 28 мм) по формуле:}

(3.12)

_{где nр
– расчётное число качаний;}

_{Dр
– расчётный диаметр плунжера;}

_{Dст
– стандартный диаметр плунжера.}

Для насоса
НН2С-28-21-12 допустимы длина хода 2,1 м и
глубина спуска 1100 м. Диаметр НКТ 484
мм. Определим диаметр шкива электродвигателя
для нестандартного числа качаний по
формуле:

,
(3.13)

где
– число качаний в мин;

–диаметр шкива
редуктора;

–передаточное число
редуктора;

–частота вращения
вала электродвигателя, мин ־¹.

.

Таким образом, в
результате аналитического расчёта мы
не изменили диаметр насоса и НКТ, и
материал штанг, увеличили число качаний
с 9 до 10,6 мин־¹.

Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]

• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #
• #

Copied!

Площадь – сечение – плунжер

Cтраница 1

Площадь сечения плунжера / п принимается равной площади проходного сечения насосно-компрессорных труб, а ширина ленты – максимально возможной для данного размера трубы.
 [1]

Рш – площадь сечения плунжера насоса, м2; С, , и С miaa – статические нагрузки в точке подвеса штанг при работе соответственно на первом и втором режимах.
 [3]

По заданному F ( площадь сечения плунжера) находят произведение S п и, задаваясь последовательно разными значениями S, определяют п, стремясь при выборе окончательного варианта к получению минимальной величины динамических нагрузок.
 [5]

Т-150 мм; производительность зависит от площади сечения плунжера, его хода, скорости движения и регулируется изменением скорости. Большие сопротивления, возникающие при проталкивании материала плунжером вдоль неподвижных лотка и стенок, ограничивают производительность питателей этого типа.
 [7]

По формуле (15.7) производительность глубинного насоса прямо пропорциональна площади сечения плунжера. Однако увеличение поперечных размеров плунжера влечет за собой увеличение веса поднимаемого столба жидкости, а это в свою очередь ведет, как известно, к возрастанию потерь хода от упругих деформаций труб и штанг. При некоторых условиях рост производительности глубинного насоса за счет увеличения размеров плунжера может быть полностью парализован этими потерями, и при прочих неизменных условиях насос с большим диаметром плунжера может и не дать ббльшей производительности.
 [8]

Нагрузка от веса столба жидкости определяется как произведение площади сечения плунжера / п на разность давлений Ар рн – рпр, действующих снизу рпр и сверху рн на поверхность плунжера.
 [9]

Нагрузка от веса столба жидкости определяется как произведение площади сечения плунжера fn на разность давлений Дррн – рпр, действующих снизу рпр и сверху рн на поверхность плунжера.
 [10]

L – приведенные коэффициенты сопротивления и длина трубопровода к площади сечения соответствующего плунжера; О – масса подвижных частей; RI – сумма сил трения в уплотнениях цилиндров и направляющих подвижной поперечины; R ( х) – сопротивление заготовки; А – путь, пройденный поперечиной с начала хода; Л2р – разность уровней; R0 – начальное сопротивление заготовки.
 [12]

Усилие нагнетания создается нагнетающим плунжером пресса; оно определяется умножением площади сечения нагнетающего плунжера пресса ( в см2) на давление в магистрали ( в кг / см2) и выражается в тоннах.
 [13]

Усилие замыкания прессформы создается замыкающим плунжером пресса; оно определяется умножением площади сечения замыкающего плунжера ( в см2) на давление в магистрали ( в кг / см2) и выражается в тоннах.
 [14]

Гидростатическое давление, создаваемое аккумулятором, будет тем больше, чем меньше площадь сечения плунжера.
 [15]

Страницы:  

   1

   2

   3

Пресс гидравлический

История

В производстве использовались гидравлические пресса фирмы Нельсон Винтер выпуска 1910 г. Пресса Нельсон Винтер были колонного типа, развивали усилие 360 тс. и работали от воды с давлением 220 кгс/ кв.см.

Основная операция, выполняемая на прессе — глубокое выдавливание стакана в глубокой матрице.

Основной недостаток данных прессов заключался в том, что гайки колонн невозможно было затянуть с усилием, исключающим раскрытие стыка при работе. При возникновении в процессе работы эксцентричных нагрузок — весь пресс отклонялся от вертикали, и резьба колонн заминалась, в соединениях возникал зазор, пресс при работе начинал качаться. После замятия резьбы — гайки подтянуть уже не получалось. Поковки получали разностенность, что приводило к браку.

Центрирование ползуна ( подвижной траверсы ) осуществлялось скольжением четырех разрезных бронзовых втулок, установленных в ползуне, по цилиндрическим колоннам.

При замене втулок в следствии износа всегда были проблемы по определению размеров внутреннего диаметра втулок. Внутренний диаметр втулок определялся от смещения колонн, от сдвига колонн, что весьма сложно замерить. Подгонка втулок была трудоемка.

В 1971 г. было решено сконструировать и изготовить новый пресс,

устранив недостатки пресса Нельсон Винтер.

В процессе эксплуатации все детали пресса Нельсон Винтер были задокументированы в рабочие чертежи. Почти на все детали были кальки.

При проектировании нового пресса детали пресса Нельсон Винтер были пересчитаны, проанализированы и полученные соотношения размеров сопряженных деталей

и коэф. прочности были взяты за основу как приоритетные перед литературными данными.

Положения для проектирования

Пресс выполнить рамной конструкции, с предварительным напряжением рамы c помощью термозатяжки стяжных шпилек.

Конструкцию рамы выполнить так, чтобы разборка цилиндров, ползуна и других деталей, заменяемых при ремонте, выполнялась без разборки рамы. Рама в сборе устанавливалась на монолитный железобетонный фундамент с приямком.

Размеры приямка допускали работу в приямке при ремонте выталкивателя и замену всех деталей выталкивателя, в том числе и траверсы выталкивателя без демонтажа рамы пресса. Конфигурация приямка задавалась сварным герметичным кессоном с толщиной стенок шесть мм.

Конфигурация фундамента обеспечивала равенство моментов сопротивления грунта относительно центра тяжести фундамента с установленным прессом.

Это необходимо для предупреждения отклонения пресса от вертикали с течением времени при слабых грунтах под прессом. Площадь основания фундамента рассчитывалась с учетом весьма слабой несущей способности грунта.

Фундаментные болты ( шпильки ) конструктивно выполнены с возможностью замены

без демонтажа рамы пресса. Фундаментные шпильки устанавливаются

нагретыми до 200 градусов С. в отверстия в фундаменте, которое выходило в нишу, выгороженную в фундаменте. Верхняя часть ниши представляла собой толстую стальную плиту с отверстием под фундаментный болт. Размеры ниши позволяли свободно накрутить нижнюю гайку на фундаментный болт.

На старом прессе Нельсон Винтер фундаментные болты приходилось ремонтировать — наваривать. Примечание: Новые пресса работают с 1975 г.

Ремонта фундамента и фундаментных шпилек, а также рам прессов в сборе не требовалось. Отклонения прессов от вертикали не наблюдалось.

Приямок фундамента снабжен шнековым насосом для откачки утечек воды

с окалиной и маслом.

#……..

Причины появления этой книги: Во времена СССР с конструкторской работой все было нормально. Если разработка не была секретной, то чертежами и расчетами охотно делились с конструкторами других заводов за символическую плату ( за стоимость копировальной работы ) а то и вовсе бесплатно. В паспортах оборудования прилагались альбомы чертежей деталей, которые могут понадобиться при ремонте.

По запросу с завода — проектными организациями высылались полные комплекты чертежей и другой тех. документации.

Конструктора были уважаемыми работниками, чертежи бережно хранились в технических архивах архивариусами. Как правило, конструктора работали отделами по несколько человек. При общении происходило взаимное обучение и обучение молодых конструкторов — была переемственность конструкторской школы.

Периодически конструкторов посылали в командировки на другие предприятия, где можно было ознакомиться с новыми технологиями и оборудованием.

Посылали на добавочную подготовку, к примеру, по гидроприводам или по станкам ЧПУ или по револьверным автоматическим линиям. Под новые заказы регулярно модернизировались станки, гидропривода станков и системы управления. Разрабатывалась специальная оснастка под техпроцессы. И, главное, все это делалось и внедрялось в производство. Этот процесс давал конструкторам неоценимый опыт.

В общем была возможность совершенствовать свою квалификацию конструктора.

После развала СССР и приватизации предприятий, картина резко изменилась. Новые хозяева ( в большинстве не особо технически грамотные ) стали жить одним днем.

В погоне за максимальной сюеминутной прибылью они сократили тех, кто непосредственно не выпускал товар на продажу. Под сокращение попали библиотекари, архивариусы чертежных архивов, конструктора по оборудованию, смотрители зданий. Затем начали продавать и резать на металлолом станки и оборудование, которое в ближайшем времени не задействовано в производстве. Затем начали освобождать помещения и целые здания в надежде их продать или задействовать под склады

или под офисы. Многие производства пропали, новые хозяева не сумели, не смогли наладить сбыт продукции. Проще продать оборудование и оборудовать склад под торговые операции.

Торговля значительно проще серьезного производства, прибыльней, и имеет быстрый оборот вложенных средств. Многие конструкторские бюро исчезли.

Из целого конструкторского бюро оставляли одного конструктора — какая уж тут конструкторская школа и переемственность. Модернизация оборудования стала большой редкостью, даже с ремонтами еле справлялись. Архивы чертежей без архивариусов либо пропали, либо превратились в бессистемную кучу папок в которой ничего не найдешь. Технические библиотеки несколько раз сокращались по занимаемым площадям и по штатам, многие затем просто исчезли — начальство говорит”Зачем библиотеки — все есть в интернете”. Конечно, сами они ничего не проектировали и дела этого не знают. А современный интернет живет за счет продаж, торговли — и реальные технические характеристики найти бывает невозможно, а что есть — хранят в сейфах — коммерческая тайна…

Проект предлагаемого к рассмотрению пресса получился довольно удачным.

Пресс сделали почти в десятке экземпляров. Все пресса этого проекта работают ( когда есть заказ ) без замечаний по конструкции. Вся документация по разработанному мной прессу без вести пропала. В архиве стались отдельные чертежи. Принял решение по памяти, по отрывочным записям восстановить то, что помню, все расчеты произвел заново. Решил, что со временем производство восстановится и технические знания вновь будут нужны.

Расчет пресса

Расчет гидравлического рамного пресса

( Разработан автором, эскизы выполнены автором по памяти. )

#…..

Исходные данные для проектирования:

Рабочее давление воды 220 кгс / кв.см.

Усилие прессования 480 тс.

Ход плунжера 1600 мм.

Усилие выталкивания 65 тс.

Ход выталкивателя 500 мм.

Главный плунжер

Расчет начинаем с плунжера рабочего цилиндра:

При рабочем усилии F = 480 000 кгс и давлении P = 220 кгс / кв.см. —

Площадь сечения плунжера S = F / P… S = 2181,8 кв.см. Что соответствует диаметру

Dп = 527 мм. Округляя принимаем диаметр плунжера Dп = 530 мм.

По соотношениям размеров бронзовых втулок и натяжного фланца цилиндра с пресса Нельсон Винтер задаем размеры аналогичных деталей для пресса 480 тс.

Работоспособность машины сильно зависит от разных мелких особенностей конструкции.

Поэтому в качестве иллюстрации приведены рисунки максимально приближенные к рабочим чертежам действующего пресса. Далее будут пояснены особенности деталей и конструкции в целом и чем эти особенности были вызваны.

При проектировании пресса выполнялось много расчетов деталей пресса Нельсон Винтер

для определения допускаемых напряжений и взаимного соотношения размеров элементов деталей…. Прилагаемые рисунки — итоговый результат.

Плунжер рабочего цилиндра

Особенности плунжера: При максимальном ходе плунжера вниз — плунжер своей цилиндрической частью должен полностью прилегать ко всей поверхности верхней бронзовой втулки цилиндра. При демонтированном пуансоне и матрице, плунжер с ползуном должен полностью выйти из цилиндра пресса, с возможностью демонтажа методом выдвижения в сторону из под пресса. В нижней части плунжера имеется конический заход для облегчения монтажа фланца амбаража ( нажимного фланца ).

Цилиндрическая поверхность плунжера накатывается гладким роликом для достижения возможно меньшей шероховатости поверхности, затем подвергается закалке ТВЧ на максимальную твердость поверхности. Со временем плунжер изнашивается, на нем появляются глубокие риски нарушающие герметичность. При ремонте плунжера с проточкой наружной поверхности, рекомендуется наварить слой нержавеющей стали и восстановить чертежный размер. Нержавеющая сталь дает более гладкую и износостойкую поверхность после накатки ( испытано при ремонтах ). В верней части плунжера имеется резьбовое отверстие под рым болт для транспортировки к месту монтажа.

Перед монтажем плунжера в цилиндр — отверстие под рым болт закрывается резьбовой пробкой смазанной консервационной густой смазкой.

В литературе рекомендуется соединять плунжер с ползуном с помощью цилиндрических или конических посадок. При анализе работы пресса было принято решение выполнить сопряжение наиболее простое: Плоский торец плунжера упирается в плоскость ползуна. Практика показала — сопряжение работает без замечаний.

На Одесском прессе ПО 937 сопряжение ползун — плунжер было выполнено по цилиндрической посадке. При эксплуатации соединение становится весьма прочным из за коррозии и вызывает большие трудности в разборке при ремонте.

Главный цилиндр пресса

Рекомендации из литературы: А.Н. Банкетов Стр 298.

Данные из литературы:

Внутренний диаметр цилиндра делается на 10… 15 мм. больше диаметра плунжера.

W= sqrt( Z ).. Функция извлечения квадратного корня из числа Z…

Пример: 3= sqrt( 9 )…

Наружный диаметр цилиндра:

Dn = Dv* sqrt( Bd / ( Bd — 1,7321 * P ))…

Где Dv — внутренний диаметр цилиндра в см.

Bd — допускаемое напряжение на разрыв в кгс / кв.см.

P — Давление в цилиндре в кгс / кв.см. P = 0,29 * Bd…

В этом случае вес цилиндра получается минимальным. На практике давление делают меньше на 70% и ближайшее по ГОСТу.

При возможности выбора рабочего давления: рекомендуется рабочее давление из ряда стандартных: ( таблица в конце книги ).

Рекомендуемые допускаемые напряжения для стальных цилиндров из стали

0,35 % углерода и 2 % никеля… Рекомендуемые допускаемые напряжения:

Для литого цилиндра 800… 1000 кгс/кв.см.

Для кованого цилиндра 1500… 1800 кгс/кв.см.

Рекомендуется: Толщину днища цилиндра принимать на менее

двух толщин стенки цилиндра.

Сопряжение днища со стенкой производить радиусом не менее 0,4 от толщины стенки.

Бурт фланца цилиндра сопрягать со стенкой радиусом не менее 0,25 от толщины стенки.

Опорная плоскость бурта проверяется на смятие, на напряжение не более 800 кгс/кв.см.

Толщину бурта проверяют на срез. Напряжение среза не более 400 кгс/кв.см.

Цилиндр испытать гидравлическим давлением величиной более или равным

полутора рабочего давления цилиндра. ( Испытывать в собранном прессе ).

Поверхность плунжера закалить и отполировать

( шероховатость не более 0,63 микрометра ).

Втулку нажимного фланца и втулку цилиндра выполняют из высококачественной бронзы.

Сопряжение плунжера со втулкой нажимного фланца выполняют по ходовой посадке второго класса А2 / Х2

В современных обозначениях: Н7 / f 7…

( Для диаметра 500 мм: отв 500 + 0,06 / вал 500 — 0,08… — 0,14 )…

#………

В данном проекте:

Спроектированный цилиндр выполнен из цельной поковки.

На части прессов цилиндр был выполнен сварным: Одна часть в виде толстостенной кованой трубы и другая часть в виде кованного днища, обе части соединялись электросваркой ( сваркой плавлением под слоем флюса )

с последующей термообработкой.

Заготовки цилиндра ковали на других предприятиях которые согласовывали

конструкцию заготовки цилиндра под свои технологии.

За все время только один цилиндр из шести потребовал ремонта из за продольной трещины, что повлекло только утечку воды без каких либо серьезных последствий. Видимо трещина образовалась еще при ковке заготовки.

Плунжер в цилиндре уплотняется сальниковой прожированной набивкой квадратного сечения, сплошного плетения. Набивка марки ХБП квадрат 28 сквозного плетения с жировой пропиткой ГОСТ 5152-84. Были попытки использовать « V » образный резинотканевый шнур — но в работе он показал себя хуже набивки ХБП.. Пробовали применять набивку из синтетики. Эта набивка работала хорошо, но была значительно дороже, в итоге остановились на набивке ХБП..

Как пример: Компания Рус-Кит http://рус-кит.рф/ Сальниковая набивка из синтетического графитонаполненного акрилового волокна RK-230G

Набивка из графитонаполненного акрилового волокна_RK-230G Сальниковая набивка сплетена из графитонаполненного акрилового волокна. Cвязь графита с акриловым волокном увеличивает срок службы набивки в десятки раз.

Эта универсальная сальниковая набивка, подходит для большинства сред и, практически, может применяться на любом производстве.

Благодаря импрегнации ( глубокое насыщение ) акриловых волокон графитом, набивка имеет хорошую теплопроводность и высокую рабочую температуру. Гибкая, пластичная сальниковая набивка обеспечивает легкий монтаж и хорошее уплотнение.

рН диапазон для графитонаполненной акриловой набивки от 0… 12, она может быть использована для уплотнения сред водных растворов, пара, кислот, щелочей, химических веществ, растворителей, спиртов, масел и смазок, и т.д.

Уплотнения резиновыми манжетами не рассматривалось, в виду того, что пресса работают на воде, в которой попадаются твердые включения.

В таких условиях резиновые манжеты быстро выходят из строя, кроме того — при смене манжет, необходимо рассоединять плунжер с ползуном..

Демонтаж и подъем плунжера — долгая и трудоемкая операция..

Конструкция цилиндра:

Цилиндр, в нижней части, имеет шестнадцать « Т » образных пазов для установки натяжных болтов. Четыре болта из них выполнены со сменными стержнями в виде шпилек, которые вворачиваются в головку. Для предварительной запрессовки уплотняющей набивки в головки вворачивают длинные шпильки.

Окончательную запрессовку уплотнения ведут всеми болтами, при этом длинные шпильки заменяют короткими. ( равными по длине рабочим болтам ).

Болты затяжки сальника используются часто и относительно быстро изнашиваются. Для быстрой замены этих болтов, без износа при этом цилиндра, болты выполнены с « Т » образной головкой. Они просто закладываются в”Т”образный паз цилиндра.

Бронзовую втулку цилиндра — в цилиндр запрессовывают для уменьшения коррозии посадочного диаметра цилиндра.

На бронзовую втулку устанавливают пропитанное жиром кожаное уплотнительное « U » образное кольцо. Это кольцо — дань традиции — его можно заменить уплотнительным кольцом из вулколлана. Вулколлан — полиуретан высокой прочности на износ. На практике на заводе не проверяли. Фирма http://www.unikom-service.ru/vulkollan/.

Основное уплотнение плунжера — прожированная сальниковая набивка ГОСТ 5152-84…

Подвод воды выполнен сбоку цилиндра — так оказалось удобней при эксплуатации гидросети пресса.

На внешней поверхности цилиндра не должно быть никаких технологических или иных канавок — опыт показал — в канавках скапливается ржавчина и заклинивает цилиндр в верхней траверсе, демонтировать потом цилиндр из траверсы очень сложно.

Проверочный расчет

Проверочный расчет спроектированного цилиндра на рабочее давление

Р = 220 кгс / кв.см.

Постоянная: Число Pii = 3,1415926535898…

Наиболее опасное сечение: Наружный Ф 818 мм; Rn = 40,9 см.

Внутренний Dвн — Ф 585 мм. Rv = 29,25 см. Толщина стенки S = 116,5 мм.

Цилиндры пресса толстостенные — их рассчитывают по формулам Ляме..

Цилиндр считается толстостенным если S/Dвн >=1/20;

В нашем случае цилиндр толстостенный. По Даркову стр 674…

Расчет ведется в зоне уплотнения набивкой.

Давление на набивку Рн = 220 * 1,5 = 330 кгс / кв.см…

Радиальное напряжение:

X=P*Rv*Rv/((Rn*Rn)-(Rv*Rv))

Y=Rn*Rn/(Rv*Rv)

Br=X*(1-Y)…. # Радиальное напряжение

#…

X=330*29,25*29,25/((40,9*40,9)-(29,25*29,25))…

X=345,47…

Y=40,9*40,9/(29,25*29,25)… Y=1,955217…

Br=345,47*(1-1,955217)…. Br= — 330 кгс / кв.см… # Радиальное напряжение

#….

Bt=345,47*(1+1,955217 )… Bt= 1020,94 кгс / кв.см…# Тангенциальное напряжение

#…

Bo=X=345,47… # Осевое напряжение

Эквивалентное напряжение ( по энергетической теории ):

W= sqrt( Z ).. Функция извлечения квадратного корня из числа Z…

Пример: 3= sqrt( 9 )…

Be= sqrt (((Br*Br)+(Bt*Bt)+(Bo*Bo))-((Br*Bt)+(Br*Bo)+(Bt*Bo)))…

#…

X=(Br*Br)+(Bt*Bt)+(Bo*Bo)…

X=(330*330)+(1020,94*1020,94)+(345,47*345,47)…

X=1270568…

Y=(Br*Bt)+(Br*Bo)+(Bt*Bo)…

Y=(-330*1020,94)+(-330*345,47)+(1020,94*345,47)…

Y=-98211,16…

Be=sqrt(X-Y)… Be=sqrt(1368779)…Be=1170 кгс / кв.см… Эквивалентное напряжение…

Вывод: Цилиндр прочен..

Программа расчета”Silindr”на Python-3 Автор С.Ф. Гаврилов:

Формулы По Даркову стр 674…

Rn=Dn/2

Rv=Di/2

#…………….

X=P*Rv*Rv/((Rn*Rn)-(Rv*Rv))

Y=Rn*Rn/(Rv*Rv)

Br=X*(1-Y) # Радиальное напряжение

#……..

Bt=X*(1+Y) # Тангенциальное напряжение

#……..

Bo=X # Осевое напряжение

#……..

# Эквивалентное напряжение по энергетической теории…

X=(Br*Br)+(Bt*Bt)+(Bo*Bo)

Y=(Br*Bt)+(Br*Bo)+(Bt*Bo)

A=X-Y

Be=math.sqrt(A) # Квадратный корень из”A”

#……..

# Эквивалентное напряжение по третьей теории прочности…

X=1-((Rv*Rv)/(Rn*Rn))…

Be3=(2/X)*P…

# Максимальное напряжение на внутренней стенке цилиндра.

Bem=1,7321*P*Rn*Rn/((Rn*Rn)-(Rv*Rv))…

Конец программы расчета на Python-3:

По формуле эквивалентного напряжения по третьей теории прочности…

Вэ = 1170 кгс / кв.см… Цилиндр прочен…

Опорный поясок буртика цилиндра имеет вид кольца с наружным Ф 894 мм.

внутренним Ф 848 мм. Площадь кольца = 629, 36 кв. см.

При усилии цилиндра 480 000 кгс.

Удельное давление на опору = 762,7 кгс / кв.см…

Буртик цилиндра на срез по Ф 818 мм при толщине буртика 195 мм..

Площадь среза = 5011 кв.см. Напряжение среза = 95,8 кгс / кв.см…

Расчет буртика на изгиб: Рассчитываем как консоль, заделанную в стену.

Длина консоли В = Pii * 81,8 = 256,98 cм.

Высота сечения консоли h = 19,5 см.

Плечо консоли L = (((84,8 + 89,4) / 4) — ( 81,8 / 2));

L = 2,65 см. Нагрузка на консоль F = 480000 кгс..

Изгибающий момент М = F * L = 480000 * 2,65… М = 1272000 кгс*см..

Gsf = 461030/2725231222…

Момент сопротивления изгибу сечения: W = B * h * h / 6;

W = 256,98 * 19,5 * 19,5 / 6;

W = 16286 куб.см.

Напряжение изгиба: Bi = M / W; Bi = 1272000 / 16286;

Bi = 78,1 кгс / кв.см…

Уплотнение штока сальниковой набивкой.

Коэф. высоты уплотняющей набивки в зависимости от диаметра плунжера

и по по отношению к диаметру плунжера:

Коэф. трения кожаных манжет по плунжеру К = 0,07…0,10..

Коэф. трения шевронных резинотканевых манжет с углом раствора 120 градусов

К = 0,025..

С углом раствора 90 градусов К = 0,035..

С углом раствора 60 градусов К = 0,045..

Пропитанная графитовой смазкой хлопчатобумажная набивка

коэф. трения К = 0,2…

Сила трения набивки об шток:

Fтр = 0,15 * Kтр * Pii * Dш * hn * P…

Где: 0,15 — Коэф. учитывающий, что давление набивки о шток

уменьшается с высотой набивки.

Kтр — коэф. трения набивки о шток.

Dш — диаметр штока.

hn — высота набивки.

P — давление на набивку ( принимаем примерно 1,5 давления среды ).

Kтр = 0,05 для шевронных манжет.. Kтр = 0,2 для пропитанной смазкой хлопчатобумажной набивки..

На сальниковую набивку фланец создает давление до величины

полутора рабочих давлений для создания герметичности.

Давление на набивку Рн = 220 * 1,5 = 330 кгс / кв.см…

Кольцевой зазор под набивку: Наружный Ф 585 мм..

Внутренний Ф 530 мм. Кольцевая площадь набивки S = 481,65 кв.см..

Усилие на набивку

F = Pн * S… Fb = 330 * 481,65 = 158945 кгс…

Усилие на набивку создают 16 болтов М 39 шаг 4..

Болт М 39 шаг 4 имеет внутренний диаметр резьбы Dir = 34 мм.

Расчетная площадь сечения Sr = 9,08 кв.см…

Гайки имеют размер под ключ S = 60 мм.

Описанный диаметр Ф 69,3 мм..

Напряжение растяжения болта: Brb = Fb / ( 16 * Sr );

Brb = 158945 / ( 16 * 9,08 )…

Brb = 1094 кгс / кв.см…

По ГОСТу испытательная нагрузка на один болт = 48800 кгс..

при рабочей нагрузке на прессе = 9934 кгс. Болт прочен.

По В.А. Михееву стр. 198:

Для давлений до 320 кгс / кв.см.. рекомендуют трубы Dy = 70..

стенка S = 16 мм..

Принимаем: подводящая труба ВД. наружный Ф 95 мм. стенка 18 мм

Сталь 20 ГОСТ 1050-88 цельнотянутая…

Принимаем: подводящая труба НД. наружный Ф 95 мм. стенка 10 мм

Сталь 20 ГОСТ 1050-88 цельнотянутая…

Расчет трубы

Проверочный расчет трубы высокого давления как толстостенного цилиндра:

Наружный Ф 95.. Внутренний Ф 59.. Стенка 18 мм..

Внутреннее давление 220 кгс/кв.см..

Расчет ведем по программе”Silindr”.

Результаты: Радиальное напряжение = — 220..

Окружное = 496..

Осевое = 138..

Эквивалентное = 620 кгс/кв.см.. Вывод: Труба прочна..

Трубы имеют явно завышенную толщину стенок. Это объясняется тем, что при работе пресса возникают сильные гидравлические удары. Подводящие трубы имеют несколько изгибов — при гидроударе возникают боковые силы сильно раскачивающие трубы.

Поэтому трубы нагружены давлением гидроудара и еще изгибными напряжениями. Фланцы труб тоже выполнены с учетом этих нагрузок.

Расчет фланца

Расчет нажимного фланца с воротником:

По методике приводимой И.А. Биргером..

Программа расчета”Flan_Vor_B”. на Python-3 Автор С.Ф. Гаврилов.

Где: Dn = 78,0 — наружный диаметр фланца см.

Dвн = 55,5 — внутренний диаметр фланца см.

Dv = 58,5 — наружный диаметр воротника см.

Db = 68 — Диаметр центров болтов см.

h = 9,0 — толщина фланца см.

Q = 158945 — нагрузка от нажимных болтов в кгс.

Коэффициент m… m = 1 / ( 1 + A * B * C )…

Где:

S=( Dv-Dвн ) / 2 = 2,15 см…

Rmp = ( Dv + Dвн ) / 4 = 28,175 см…

A = 0,82 * ( h / S ) * ( h / S ) * ( h / S )…

A = 60,148666…

B = sqrt( S / Rmp )…

B = 0,27624045…

C = Lg( Dn/ Dвн)…

C = 0,158095316…

m = 1 / ( 1 + A * B * C )…

m = 0,27572274…

Окружное напряжение:

Bok = 0,83 * Q * L * ( 1 — m ) / ( Dвн * h * h* ( Lg ( Dn / Dвн ))…

Bok = 801,9 кгс / кв.см… Bok = 78,64 МПа…

Изгибающее напряжение фланца:

Bi = 6* m*Q*L / ( Pii*( D+S)*S*S)…

Где: Q = 158945 — нагрузка от нажимных болтов в кгс.

m = 0,27572274… — коэф. конструкции рассчитан ранее.

Все остальные данные понятны из рисунка.

Bi = 1871,74 кгс / кв.см… ( Bi = 183,55 МПа )

Напряжение изгиба должно быть не более 0,7

от напряжения текучести материала фланца..

Напряжение смятия буртика фланца:

Bсм = Q / Sk…

Где: Sk = 380,61 кв.см…

Sk — Площадь торца воротника фланца.

Bсм = 417,604 кгс / кв.см… ( Bсм = 40,95 МПа )

Расчет нажимного фланца с воротником

( плоский фланец с прямой втулкой ):

#……..

Фланец с воротником:

Окружное напряжение:

Bok = 0,83 * Q * L * ( 1 — m ) / ( Dвн * h * h* ( Lg ( Dn / Dвн ))…

Dвн = D…

Коэффициент m… m = 1 / ( 1 + A * B * C )…

Где:

A = 0,82 * ( h / S ) * ( h / S ) * ( h / S )…

B = sqrt( S / Rmp )… Квадратный корень..

C = Lg( Dn/ Dвн)… Десятичный логарифм…

Где: S — толщина стенки воротника..

h — толщина фланца

Rmp — средний радиус воротника.

Dn — наружный диаметр фланца

Dвн — внутренний диаметр фланца.

Lg ( Dn / D ) — Десятичный логарифм от значения ( Dn / D )…

L = ( Db / 2 ) — Rmp… Плечо изгиба…

Таблица значений коэффициента “ m ” для фланца с воротником.

Свободный фланец:

Напряжение в натяжных болтах фланца не должно превышать

0,6…0,9 от напряжения текучести материала..

…

Повторный расчет по методике расчетов

для химической промышленности

В основном использованы формулы По ГОСТу Р52857-2007…

В формулах есть выражения типа: Х = 18 + Y..

значит замена единиц измерения недопустима

— иначе будет неверный результат…

Исходные данные:

Наружный диаметр фланца мм. Dn = 780

Внутренний диаметр втулки ( трубы ) мм. D = 542

Толщина стенки втулки мм. So = 21,5

Толщина фланца мм. мм. h = 90

Диаметр центров болтов мм. Db = 680

Диаметр отверстий под болты мм. do = 42

Внутр. диаметр резьбы болта мм. dv = 34

Число отверстий под болты n = 16

Усилие болтов на фланец в Ньютонах. F = 1559250,45

Средний диаметр прокладки мм. Dsp = 563,5

( Прокладки как таковой нет — это окружность приложения усилия ).

Прокладочный коэф. m = 2,5

( при отсутствии данных принимаем m = 4… )

Давление в трубе в МПа P = 0,1

( внутреннего давления на фланец нет — он сальниковый ).

Запас на коррозию в мм ( на радиус ) c = 0,5

Формулы пригодны для расчета при условии:

Dn/D < 5…. и при условии: (2*h/(Dn-D)) < 0,25….

#……..

Y1=(2*do)+((6*h)/(mpk+0,5))…

Y2=((Pii*Db)/n)/Y1…

Cf=sqrt(Y2)…

Если Cf получится менее единицы — принимать Cf = 1…

( Примечание Е.1… К.5 — это таблицы из ГОСТа )

b=(Db-Dsp)/2…. # E.1 стр 26…

e=((Dsp-D)-So)/2…. # E.4 стр 26…

X1=D*So…

Lo=sqrt(X1)… # Корень квадратный из (X1)… # K.3 стр 32…

K=Dn/D… # K.4 стр 32…

X2=log10(K) # Десятичный логарифм от (K)

X3=(K*K*(1+(8,55*X2)))-1….

X4=(1,05+(1,945*K*K))*(K-1)….

bt=X3/X4…. # K.5 стр 32…

X5=1,36*((K*K)-1)*(K-1)….

bu=X3/X5…. # K.6 стр 32…

X6=1/(K-1)….

X=(5,72*K*K*X2)/((K*K)-1)….

X7=0,69+X….

by=X6*X7…. # K.7 стр 32…

bz=((K*K)+1)/((K*K)-1)…. # K.8 стр 32…

X8=((0,91*h)+Lo)/(bt*Lo)…. # K.11 стр 33…

X9=(0,55*h*h*h)/(bu*Lo*So*So)….

LL=X8+X9…. # K.11 стр 33…

Изгибное меридиональное напряжение

во втулке Bo:

Bo=M/(LL*(So-c)*(So-c)*De)… ф 30 стр 13…

Радиальное напряжение в тарелке фланца Br:

Br=(((1.33*0.91*h)+Lo)*M)/(LL*h*h*Lo*D)… ф 31 стр 13…

Окружное напряжение в тарелке фланца Bt:

Bt=((by*M)/(h*h*D))-(bz*Br)…. ф 32 стр 13…

Окружное мембранное напряжение в сечении втулки Bom:

Bom=(P*D)/(2*(So-c))… ф 39 стр 13…

X7=Pii*dv*dv/4…

Brb=F/(X7*n)…

Brb — Напряжение растяжения болта.

Gsf = 461030/2725231222…

#………….

De=D # При D > = 20 * So…

De=D+So # При D < 20 * So…

M=F*b # Изгибающий момент на фланце — ф 24 стр 13…

Эквивалентное напряжение № 1 — B1

B1=(Bo-Bom)+Bt # ф 48 стр 15…

Эквивалентное напряжение № 2 — B2

B2=(Bo-Bom)+Br

Эквивалентное напряжение № 3 — B3

B3=(Bo+Bom)

Результаты расчета фланца:

Изгибное меридиональное напряжение во втулке = 162,31 МПа

Радиальное напряжение в тарелке фланца = 17,75 МПа

Окружное напряжение в тарелке фланца = 64,0 МПа

Окружное мембранное напряжение в сечении втулки = 1,3 МПа

Напряжение растяжения болтов = 107, 3367 МПа

Эквивалентное напряжение № 1 = 225,0 МПа

Эквивалентное напряжение № 2 = 178,8 МПа

Эквивалентное напряжение № 3 = 163,6 МПа

Примечание: Фланец сальника работает иначе, чем фланец трубного соединения.

Воротник фланца сальника скользит, практически без зазора, по штоку,

и не имеет возможности деформироваться изгибаясь, теряя форму.

Эта особенность позволяет выдерживать повышенные нагрузки по отношению к трубному фланцу.

Как видим — расчет по методике ГОСТу Р52857-2007… показывает большие значения напряжений, чем при расчете, использующем методику, приводимую И.А. Биргером..

Примечание: Изменение коэф. Cf при изменении прокладочного коэф. m —

не значительно. При m = 2,5 коэф. Cf = 0,7111… При m = 10 коэф. Cf = 0,99…

……..

Расчет фланца дает ненадежные результаты.

По методикам разных авторов результаты расчета разнятся по величине

напряжений во фланце. В книге А.А Волошин Г.Т. Григорьев

Расчет и конструирование фланцевых соединений, имеется ряд опечаток

в формулах, что не позволяет рассчитать цельный фланец со втулкой.

Проверка на макете уменьшенного размера тоже не дает верных результатов

в виду одновременного действия напряжений по нескольким векторам, и разного нелинейного влияния изменения геометрических размеров на напряжения

по разным векторам.

В некоторых случаях размеры фланцев можно принимать по данным ГОСТ 19535-74…

Расчет вкладыша

Расчет сдвигающего усилия на бронзовый вкладыш ( втулку ) нажимного фланца.

Предположим износ направляющих С = 5 мм. Вылет плунжера при начале

хода с рабочим усилием L = 2480 мм

Угол отклонения от вертикали U = arctan ( C / L )… U = arctan ( 5 / 2480 )…

U = 0,1155 градусов…

Боковое усилие на вкладыш при усилии прессования F = 480000 кгс.

Равно: Fb = F * tan ( U )…

Fb = 480000 * 0,002016… Fb = 968 кгс.

При коэф. трения « плунжер — вкдадыш » К = 0,2..

Усилие, сдвигающее вкладыш Fs = Fb * K… Fs = 968 * 0,2 = 194 кгс.

Усилие незначительное…

Величина смещения плунжера во втулке: Cv = C * Lv / L… Cv = 5 * 350 / 2480…

Cv = 0,7 мм.

Где Lv = 350 мм — расстояние от центра вращения до края втулки.

На край втулки создается усилие Fv = Fb * C / Cv… Fv = 968 * 5 /0,7…

Fv = 6914 кгс.

Такая нагрузка быстро выведет втулку из строя.

Подобных зазоров, в направляющих ползуна, допускать нельзя..

Конец ознакомительного фрагмента.

Плунжерный насос одинарного действия обеспечивает расход перекачиваемой среды 1 м/ч. Диаметр плунжера составляет 10 см, а длинна хода – 24 см. Частота вращения рабочего вала составляет 40 об/мин.

Требуется найти объемный коэффициент полезного действия насоса.

Решение: Площадь поперечного сечения плунжера :

None ηV = Q/(F·S·n) = 1/(0,00785·0,24·40) · 60/3600 = 0,88

Пример №2

Двухпоршневой насос двойного действия создает напор 160 м при перекачивании масла с плотностью 920 кг/м. Диаметр поршня составляет 8 см, диаметр штока – 1 см, а длинна хода поршня равна 16 см. Частота вращения рабочего вала составляет 85 об/мин. Необходимо рассчитать необходимую мощность электродвигателя (КПД насоса и электродвигателя принять 0,95, а установочный коэффициент 1,1).

Решение: Площади попреречного сечения поршня и штока:

None Q = N·(2F-f)·S·n = 2·(2·0,005024-0,0000785)·0,16·85/60 = 0,0045195 м³/часДалее находим полезную мощность насоса:

N_П = 920·9,81·0,0045195·160 = 6526,3 ВтС учетом КПД и установочного коэффициента получаем итоговую установочную мощность:

N_УСТ = 6526,3/(0,95·0,95)·1,1 = 7954,5 Вт = 7,95 кВт

[custom_ads_shortcode1]

Пример №3

Трехпоршневой насос перекачивет жидкость с плотностью 1080 кг/м из открытой емкости в сосуд под давлением 1,6 бара с расходом 2,2 м/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 3,2 метра. Полезная мощность, расходуемая на перекачивание жидкости, составляет 4 кВт. Необходимо найти величину потери напора.

Решение: Найдем создаваемый насосом напор из формулы полезной мощности:

H = N_П/(ρ·g·Q) = 4000/(1080·9,81·2,2)·3600 = 617,8 мПодставим найденное значение напора в формулу напора, выраженую через разность давлений, и найдем искомую величину:

h_п = H – (p-p)/(ρ·g) – H_г = 617,8 – ((1,6-1)·10)/(1080·9,81) – 3,2 = 69,6 м

[custom_ads_shortcode2]

Пример №4

Реальная производительность винтового насоса составляет 1,6 м/час. Геометрические характеристики насоса: эксцентриситет – 2 см; диаметр ротора – 7 см; шаг винтовой поверхности ротора – 14 см. Частота вращения ротора составляет 15 об/мин. Необходимо определить объемный коэффициент полезного действия насоса.

Решение: Выразим искомую величину из формулы производительности винтового насоса:

η_V = Q/(4·e·D·T·n) = 1,6/(4·0,02·0,07·0,14·15) · 60/3600 = 0,85

[custom_ads_shortcode3]

Пример №5

Необходимо рассчитать напор, расход и полезную мощность центробежного насоса, перекачивающего жидкость (маловязкая) с плотностью 1020 кг/м из резервуара с избыточным давлением 1,2 бара а резервуар с избыточным давлением 2,5 бара по заданному трубопроводу с диаметром трубы 20 см. Общая длинна трубопровода (суммарно с эквивалентной длинной местных сопротивлений) составляет 78 метров (принять коэффициент трения равным 0,032). Разность высот резервуаров составляет 8 метров.

Решение: Для маловязких сред выбираем оптимальную скорость движения в трубопроводе равной 2 м/с. Рассчитаем расход жидкости через заданный трубопровод:

None w²/(2·g) = 2²/(2·9,81) = 0,204 мПри соответствующем скоростном напоре потери на трение м местные сопротивления составят:

H_Т = (λ·l)/d_э · [w²/(2g)] = (0,032·78)/0,2 · 0,204 = 2,54 мОбщий напор составит:

H = (p-p)/(ρ·g) + H_г + h_п = ((2,5-1,2)·10)/(1020·9,81) + 8 + 2,54 = 23,53 мОстается определить полезную мощность:

N_П = ρ·g·Q·H = 1020·9,81·0,0628·23,53 = 14786 Вт

[custom_ads_shortcode1]

Пример №6

Целесообразна ли перекачка воды центробежным насосом с производительностью 50 м/час по трубопроводу 150х4,5 мм?

Решение: Рассчитаем скорость потока воды в трубопроводе:

Q = (π·d²)/4·ww = (4·Q)/(π·d²) = (4·50)/(3,14·0,141²) · 1/3600 = 0,89 м/сДля воды скорость потока в нагнетательном трубопроводе составляет 1,5 – 3 м/с. Получившееся значение скорости потока не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что применение данного центробежного насоса нецелесообразно.

[custom_ads_shortcode2]

Пример №7

Определить коэффициент подачи шестеренчатого насоса. Геометрические характеристики насоса: площадь поперечного сечения пространства между зубьями шестерни 720 мм; число зубьев 10; длинна зуба шестерни 38 мм. Частота вращения составляет 280 об/мин. Реальная подача шестеренчатого насоса составляет 1,8 м3/час.

Решение: Теоретическая производительность насоса:

Q = 2·f·z·n·b = 2·720·10·0,38·280·1/(3600·10) = 0,0004256 м³/часКоэффициент подачи соответственно равен:

η_V = 0,0004256/1,8·3600 = 0,85

[custom_ads_shortcode3]

Пример №8

Насос, имеющий КПД 0,78, перекачивает жидкость плотностью 1030 кг/м с расходом 132 м/час. Создаваемый в трубопроводе напор равен 17,2 м. Насос приводится в действие электродвигателем с мощностью 9,5 кВт и КПД 0,95. Необходимо определить, удовлетворяет ли данный насос требованиям по пусковому моменту.

Решение: Рассчитаем полезную мощность, идущую непосредственно на перекачивание среды:

N_П = ρ·g·Q·H = 1030·9,81·132/3600·17,2 = 6372 ВтУчтем коэффициенты полезного действия насоса и электродвигателя и определим полную необходимую мощность электродвигателя:

N_Д = N_П/(η_Н·η_Д) = 6372/(0,78·0,95) = 8599 ВтПоскольку нам известна установочная мощность двигателя, определим коэффициент запаса мощности электродвигателя:

β = N_У/N_Д = 9500/8599 = 1,105Для двигателей с мощностью от 5 до 50 кВт рекомендуется выдирать пусковой запас мощности от 1,2 до 1,15. Полученное нами значение не попадает в данный интервал, из чего можно сделать вывод, что при эксплуатации данного насоса при заданных условиях могут возникнуть проблемы в момент его пуска.

[custom_ads_shortcode1]

Пример №9

Центробежный насос перекачивает жидкость плотностью 1130 кг/м из открытого резервуара в реактор с рабочим давлением 1,5 бар с расходом 5,6 м/час. Геометрическая разница высот составляет 12 м, причем реактор расположен ниже резервуара. Потери напора на трение в трубах и местные сопротивления составляет 32,6 м. Требуется определить полезную мощность насоса.

Решение: Рассчитаем напор, создаваемый насосом в трубопроводе:

H = (p-p)/(ρ·g) + H_г + h_п = ((1,5-1)·10)/(1130·9,81) – 12 + 32,6 = 25,11 мПолезная мощность насоса может быть найдена по формуле:

N_П = ρ·g·Q·H = 1130·9,81·5,6/3600·25,11 = 433 Вт

[custom_ads_shortcode2]

Пример №10

Определить предельное повышение расхода насоса, перекачивающего воду (плотность принять равной 1000 кг/м) из открытого резервуара в другой открытый резервуар с расходом 24 м3/час. Геометрическая высота подъема жидкости составляет 5 м. Вода перекачивается по трубам 40х5 мм. Мощность электродвигателя составляет 1 кВт. Общий КПД установки принять равным 0,83. Общие потери напора на трение в трубах и в местных сопротивлениях составляет 9,7 м.

Решение: Определим максимальное значение расхода, соответствующее максимально возможной полезной мощности, развиваемой насосом. Для этого предварительно определим несколько промежуточных параметров.

Рассчитаем напор, необходимый для перекачивания воды: H = (p2-p1)/(ρ·g) + Hг + hп = ((1-1)·105)/(1000·9,81) + 5 + 9,7 = 14,7 мПолезная мощность, развиваемая насосом:

N_П = N_общ/η_Н = 1000/0,83 = 1205 ВтЗначение максимального расхода найдем из формулы:

N_П = ρ·g·Q·HНайдем искомую величину:

Q_макс = N_П/(ρ·g·H) = 1205/(1000·9,81·14,7) = 0,00836 м³/сРасход воды может быть увеличен максимально в 1,254 раза без нарушения требований эксплуатации насоса.

Q_макс/Q = 0,00836/24·3600 = 1,254

Основными параметрами насоса любого типа являются производительность, напор и мощность.

Производительность (подача) Q (м/сек) определяется объёмом жидкости, подаваемой насосом в нагнетательный трубопровод в единицу времени.

Напор Н (м)– высота, на которую может быть поднят 1 кг перекачиваемой жидкости за счёт энергии, сообщаемой ей насосом. Н = h + pн – рвс/ρgНапор насоса Полезная мощность Nп, затрачиваемая насосом на сообщение жидкости энергии, равна произведению удельной энергии Н на весовой расход жидкости γQ:

N_п = γQН = ρgQНгдеρ (кг/ м3) – плотность перекачиваемой жидкости,γ(кгс/ м3)удельный вес перекачиваемой жидкости. Мощность на валуNe=Nп/ηн = ρgQН/ηнгде ηн – к.п.д. насоса.

Для центробежных насосов η_н– 0,6-0,7, для поршневых насосов – 0,8-0,9, для наиболее совершенных центробежных насосов большой производительности – 0,93 – 0,95. Номинальная мощность двигателя Nдв = Ne / ηпер ηдв = Nп / ηн ηпер ηдв,гдеηпер – к.п.д. передачи,ηдв – к.п.д. двигателя.

η_н η_пер η_дв– полный к.п.д. насосной установки η, т.е.

η= η_н η_пер η_дв = N_пN_двУстановочная мощность двигателя Nуст рассчитывается по величине Nдв с учётом возможных перегрузок в момент пуска насоса:

N_уст = βN_двгдеβ – коэффициент запаса мощности:

Nдв, кВт	Менее 1.			Более 50.
β.				1,1. Напор насоса. Высота всасывания Н – напор насоса,рн – давление в напорном патрубке насоса,рвс- давление во всасывающем патрубке насоса,h -высота подъёма жидкости в насосе.

Такимобразом, напор насоса равен сумме высоты подъёма жидкости в насосе и разности пьезометрических напоров в нагнетательном и всасывающем патрубках насоса.

Для определения напора действующего насоса пользуются показаниями установленных на нём манометра (р_м)и вакуумметра (р_в).

р_{н =} р_{м +} р_арвс = ра – рвра – атмосферное давление.

Следовательно,Напор действующего насоса может быть определён, как сумма показаний манометра и вакуумметра (выраженных в м столба перекачиваемой жидкости) и расстояния по вертикали между точками расположения этих приборов.

В насосной установке напор насоса затрачивается на перемещение жидкости на геометрическую высоту её подъёма(Н_г), преодоление разности давлений в напорной (р) и приёмной(р) емкостях, т.е.и суммарного гидравлического сопротивления h_пво всасывающем и нагнетательном трубопроводах.

Н = Н_г +h_пгдеhпhп.нhп.вс. – суммарное гидравлическое сопротивление всасывающего и нагнетательного трубопроводов.

Если давления в приёмной и напорной емкостях одинаковы (р= р), то уравнение напора примет видН = Нг + hпПри перекачивании жидкости по горизонтальному трубопроводу (Нг = 0):

Н = h_пВ случае равенства давлений в приёмной и напорной емкостях для горизонтального трубопровода (р2= р0 и Нг = 0) напор насоса Н = hпВысота всасывания насоса увеличивается с возрастанием давления р0 в приёмной ёмкости и уменьшается с увеличением давления рвс скорости жидкостивс и потерь напора hп..всво всасывающем трубопроводе.

Если жидкость перекачивается из открытой ёмкости, то давление рравно атмосферному р_а. Давление на входе в насос р_всдолжно быть больше давления р_tнасыщенного пара перекачиваемой жидкости при температуре всасывания (р_{вc >} р_t), т.к. в противном случае жидкость в насосе начнёт кипеть. Следовательно,т.е. высота всасывания зависит от атмосферного давления, скорости движения и плотности перекачиваемой жидкости, её температуры (и соответственно – давления её паров) и гидравлического сопротивления всасывающего трубопровода. При перекачивании горячих жидкостей насос устанавливают ниже уровня приёмной ёмкости, чтобы обеспечить некоторый подпор со стороны всасывания, или создают избыточное давление в приёмной ёмкости. Таким же образом перекачивают высоковязкие жидкости.

Кавитация возникает при высоких скоростях вращения рабочих колёс центробежных насосов и при перекачивании горячих жидкостей в условиях, когда происходит интенсивное парообразование в жидкости, находящейся в насосе. Пузырьки пара попадают вместе с жидкостью в область более высоких давлений, где мгновенно конденсируются. Жидкость стремительно заполняет полости, в которых находился сконденсировавшийся пар, что сопровождается гидравлическими ударами, шумом и сотрясением насоса. Кавитация приводит к быстрому разрушению насоса за счёт гидравлических ударов и усиления коррозии в период парообразования. При кавитации производительность и напор насоса резко снижаются.

Практически высота всасывания насосов при перекачивании воды не превышает следующих значений:

Температура, ºС.
Высота всасывания, м

Источники:

• ence-pumps.ru
• www.chem21.info
• www.chem21.info
• mk-hydro.ru