Контрольная работа по "Гидромашинам и компрессорам"

,

где и - коэффициенты местного сопротивления плавных поворотов и обратного клапана с сеткой соответственно (из Приложения 2).

= 0,542 м.

Нагнетательный трубопровод длиной  l_нг имеет восемь плавных поворотов, обратный клапан и две задвижки.

,

где - коэффициент местного сопротивления задвижки (из Приложения 2).

= 44,768 м.

Составим уравнение Бернулли для  всасывающего трубопровода

,

где - абсолютное давление на входе насоса.

За нулевую отметку взят уровень  поверхности земли, где установлен заборный резервуар.

Пусть = 1,0 м. Тогда

.

Откуда  =  43311 Па (абсолютное давление на входе в насос).

Составим уравнение Бернулли для напорного трубопровода

,

где - абсолютное давление на выходе из насоса; - атмосферное давление, = 100 кПа.

За нулевую отметку  взят уровень поверхности земли, где установлен заборный резервуар.

.

Откуда = 1371252 Па (абсолютное давление на выходе из насоса).

Напор, создаваемый насосом

= 151,25 м.

Полезная мощность насоса

= 77465 Вт.

Так как характеристики насосов  приводятся для работы на воде, то их необходимо пересчитать для работы на вязкой жидкости.

= 15832.

По номограмме Ляпкова(Уч.:Касьянов В.М. Гидромашины и компрессоры, стр.44)

Выбираем 2 насоса ЦНС 105-196 включенных параллельно (Из таблицы 4 Приложения 4), у которого К_н =0,74 (КПД насоса 74 %) и высота всасывания h_кр = 5,5 м.

Приводная мощность установки (2 насоса)

= 149546 Вт.

Для привода насосов выбираем 2 электродвигателя AB 250M2 (Электродвигатели взрывозащищенные серии АВ: двигатели трехфазные с короткозамкнутым ротором предназначены для продолжительного режима работы от сети переменного тока частотой 50 Гц номинального напряжения 660/380 В для внутренних и наружных установок взрывоопасных видов производств химической, газовой, нефтеперерабатывающей и других видов промышленности) с частотой вращения 3000 об/мин и мощностью 90 кВт (∑ N 160кВт).

 

Проверим условие всасывания насоса.  Воспользуемся условием безкавитационной работы центробежного насоса:

,

где - абсолютное давление над уровнем жидкости в резервуаре,   =40 кПа;  - критическое давление при котором происходит кавитация в насосе (срыв режима всасывания); - давление паров жидкости (из Приложения 1 при 10 град = 5750 Па); А - коэффициент противокавитационного запаса.

=  48290 Па.

,

где а - коэффициент, зависящий от h_кр, а = 1,2; К_ф.к. - коэффициент формы колеса (рабочего), К_ф.к. = 1,1; К_ж - коэффициент природы жидкости, К_ж = 0,89.

Тогда

.

Или - условие безкавитационной работы центробежного насоса не выполняется. Определим z, при котором условие безкавитационной работы центробежного насоса будет выполняться.

.

Откуда  м (Это означает что для подавления кавитации требуется подпор, что практически возможно, насос необходимо будет установить ниже уровня жидкости опорожняемой ёмкости на 3,1 м).

 

 

 

 

 

 

 

 

Контрольная работа 2

Задача №1 (Вариант 8)

 

Рассчитать и построить характеристики турбины турбобура  и по заданным размерам ступени турбины, числу ступеней К и расходу Q промывочной жидкости, исходя из данных, приведенных в таблице 5. 

Таблица 5

Наименование данных, единица измерения	Значение
Число ступеней К, шт	99
Расход промывочной жидкости Q 10-3 м3/с	42
Плотность жидкости ρ, кг/м3	1250
Средний диаметр турбины Dср, мм	146,5
Радиальная длина лопатки l, мм	19,5
Конструктивные углы выхода потока α1к = β2к, град
Конструктивные углы выхода потока α2к = β1к, град	900

 

Рис. 4. Схема ступени турбины турбобура.

 

Решение: Определим осевую скорость движения жидкости:

,

где - объемный КПД, из указаний к решению задачи ; - коэффициент стеснения проточной части, принимаемый равным 0,9.

= 4,94 м/с.

Определим максимальную величину окружной скорости

= 8,39 м/с.

Определим максимальную величину угловой  скорости

= 114,54 рад/с.

Определим максимальную частоту вращения турбины турбобура

= 18,24 об/с = 1094,4 об/мин.

Момент и мощность на валу турбины  турбобура определим по их индикаторным значениям и механическому КПД, то есть

,

где , - индикаторные значения момента и мощности турбины турбобура; - механический КПД, при оптимальном режиме изменяется в пределах 0,80…0,85.

 

С учетом механического КПД выражения для момента и мощности турбины турбобура примут вид

.

.

В эти формулы частоту вращения надо поставлять в об/мин.

= 78531,19 Вт.

Результаты расчетов моментов и  мощностей турбины турбобура  приведены ниже в таблице 6.  

                                Таблица 6

Частота вращения вала турбины турбобура n, об/мин	Момент на валу турбины турбобура М,	Мощность на валу турбины турбобура N, Вт
0	2736	0
100	2486	26053
200	2236	46867
300	1986	62440
400	1736	72773
500	1486	77866
600	1236	77720
700	986	72333
800	736	61706
900	486	45840
1000	236	24733
1094	1	115

 

По данным таблицы 6 строим характеристику турбины турбобура (см. рис. 5).

 

 

 

 

 

 

Контрольная работа 2

Задача № 2 (Вариант 12)

 

Произвести расчет и дать схему  объемного гидропривода возвратно-поступательного  движения при следующих данных: необходимое  полезное усилие, передаваемое рабочему органу, Р; длина хода поршня L_п; средняя скорость движения рабочего органа .

Трубопровод гидросистемы длиной l_г имеет n резких поворотов на 90⁰, два колена с плавным изгибом на 90⁰ и радиусом закругления , один предохранительный клапан и золотник управления. В качестве рабочей жидкости используется масло АМГ10.

Числовые значения исходных данных приведены в таблице 7.

Таблица 7

Наименование данных, единица измерения	Значение
Полезное усилие, передаваемое рабочему органу Р, кН	15
Ход поршня силового гидроцилиндра Lп, м	0,6
Средняя скорость движения рабочего органа , мм/мин	400
Длина трубопровода гидросистемы lг, м	15
Число резких поворотов трубопровода гидросистемы n, шт	3

 

Решение: Начертим схему объемного  гидропривода, которая приведена  ниже на рис. 3.

 Масло АМГ10 (Гидравлическое масло АМГ-10 применяется в гидросистемах авиационной и наземной техники, работающей в интервале температур окружающей среды от - 60 до 55°С. ГОСТ 6794-75 Вырабатывается на основе глубокодеароматизированной низкозастывающей фракции, получаемой из продуктов гидрокрекинга парафинистых нефтей и состоящей из нафтеновых и изопарафиновых углеводородов. Содержит загущающую и антиокислительную присадки, а также специальный отличительный органический краситель.) при температуре 40⁰С имеет динамическую вязкость μ =11,5 мПа∙с и плотность  ρ = 750 кг/м³.

Выберем силовой гидроцилиндр ГЦ 80.600.12.000 с диаметром цилиндра (поршня) D = 80 мм,  штока поршня d = 45 мм, с длиной хода L_п = 600 мм и с максимальным рабочим давлением 12 МПа.

Определим расход масла в силовом  гидроцилиндре, необходимый для  перемещения поршня гидроцилиндра  с заданной скоростью

м³/с. 
 Определим подачу насоса

 м³/с.

Выберем для трубопровода гидросистемы трубы с диаметром d_тр = 8 мм.

Определим скорость движения масла  в трубопроводе гидросистемы

= 0,5 м/с.

Определим режим течения масла  в трубопроводе гидросистемы. Для  этого вычислим числа Рейнольдса 

= 261.

Так как  ＜ 2320 , то режим течения масла в   трубопроводе гидросистемы ламинарный (2320 - критическое число Рейнольдса).

Коэффициент гидравлического трения определим по формуле:

= 0,25.

Определим потери напора в трубопроводе гидросистемы: 

Трубопровод гидросистемы длиной l_г имеет n резких поворотов на 90⁰, два колена с плавным изгибом на 90⁰ и радиусом закругления , один предохранительный клапан и золотник управления.. Значит

,

где , , и - коэффициенты местного сопротивления резких поворотов, плавных поворотов, предохранительного клапана и золотника управления соответственно (из Приложения 2).

= 0,57 м.

Определим давление в силовом гидроцилиндре, переходящее в полезное усилие

= 4,368 МПа.

Определим мощность силового гидроцилиндра

= 142,3 Вт.

Рис. 3 Схема объемного  гидропривода

1- силовой гидроцилиндр; 2 - насос; 3 - золотник управления; 4 - предохранительный  клапан; 5 - трубопровод гидросистемы; 6 - бак.

 

Определим давление насоса

= 4,372 МПа.

Определим мощность насоса

= 158 Вт.

Определим время одного хода поршня

 90 с.

 

Теоретический вопрос

 

Вопрос 3. Что представляет собой характеристика «турбобур-долото-забой», и каковы её основные свойства?

 

Характеристика системы  «турбобур—долото—забой»

 

Часть крутящего момента турбины  затрачивается на преодоление трения в пяте и в радиальных опорах, а при искривлении вала и корпуса также на трение ротора о статор. Момент сил трения зависит от качества сборки и регулировки турбобура. При расположении осевой опоры в шпинделе (турбобуры ЗТСШ и АШ) или в нижней части вала нижней секции уменьшается или исключается продольный изгиб вала под действием осевой нагрузки на долото, уменьшается нагрузка на радиальные опоры и снижаются потери на трение в этих опорах.

Вследствие механических потерь характеристика турбобура (на долоте) отличается от характеристики турбины. При использовании опор качения указанное различие сравнительно небольшое, поскольку главная часть механических потерь в пяте существенно снижена. Другие потери имеют значение только при кривизне вала и корпуса, превышающей допускаемые нормы, а потери на трение ротора о статор увеличиваются при сильно изношенных радиальных опорах, когда зазоры в них становятся равными  радиальным зазорам в турбине.