Задаци за прорачун параметара пумпи

Прорачун протока и притиска воде

Табела за избор пумпе за бунар.

Избор пумпне опреме треба извршити, узимајући у обзир очекивану потрошњу воде за локацију и кућу:

• за туширање - 0,2-0,7 л / с;
• за ђакузи - 0,4-1,4 л / с;
• за каду са стандардним миксерима - 0,3-1,1 л / с;
• за судопере, судопере у кухињи и купатилима - 0,2-0,7 л / с;
• за славине са прскалицама - 0,15-0,5 л / с;
• за тоалет - 0,1-0,4 л / с;
• за биде - 0,1-0,4 л / с;
• за писоар - 0,2-0,7 л / с;
• за машину за прање веша - 0,2-0,7 л / с;
• за машину за прање судова - 0,2-0,7 л / с;
• за славине и системе за заливање - 0,45-1,5 л / с.

Да бисте израчунали притисак, мора се имати на уму да притисак у цевима треба да буде 2-3 атмосфере, а вишак снаге пумпе не би требало да прелази 20 м. На пример, дубина урањања је 10 м од нивоа тла, а затим израчунати губитак ће бити 3 м. У овом случају притисак се израчунава на следећи начин: дубина бунара + довод воде дуж вертикалног шахта + висина изнад нивоа тла горње тачке повлачења + надпритисак + прорачунати губици. За овај пример, прорачун ће бити следећи: 15 + 1 + 5 + 25 + 3 = 49 м.

Приликом сумирања приближне потрошње по јединици времена, мора се узети у обзир и чињеница да се истовремено отвара 5-6 славина или да се користи сличан број точака. Узима се у обзир број становника, присуство пластеника на локацији, башта и други параметри. Без ових података, правилан избор је немогућ.

Одељак 2. Прорачун структуре центрифугалне пумпе. .осамнаест

1. Дефиниција
   фактор брзине и тип
   пумпа 20

2. Дефиниција
   спољни пречник радног кола
   Д₂ 20

3. Дефиниција
   ширина радног кола пумпе на излазу
   од пумпе б₂……….20

4. Дефиниција
   смањен пречник улаза у радну
   точак Д₁ 20

5. Дефиниција
   пречник грла радног кола
   Д_Г 20

6. Избор
   ширина радног кола улазне главе
   пумпати б₁ 21

7. Избор
   углови лопатица радног кола
   на излазу

   и на улазу
   21

8. Избор
   број лопатица радног кола и
   подешавање угла сечива

   и
   21

9. Конструкција
   за спиралну пумпу 22

2.10. Избор
димензије конфузора на улазу у пумпу и
излазни дифузор

из
пумпа 23

2.11. Дефиниција
стварна дизајнерска глава,
развијена
дизајниран
пумпа, (Нд_н)_Р 23

Одељак 4 Прорачун теоријске криве пумпе 25

1. теоријски
   карактеристика главе пумпе 26

2. теоријски
   карактеристика хидрауличне пумпе
   моћ….27

3. теоријски
   карактеристика пумпе према К.П.Д 27

Питања
на семинарски рад 31

Библиографски
листа 32

мета,
садржај и позадинске податке за курс
рад.

циљ
наставни рад је дизајнирање
хидраулика и хидраулични погон

система
течно хлађење аутомобила
мотор.

Садржај
обрачунски део наставног рада.

1. Хидраулични
   прорачун система за хлађење мотора.

2. Конструктивно
   прорачун центрифугалне пумпе.

3. Плаћање
   теоријске карактеристике пумпе.

Иницијал
подаци о курсу.

1. Снага
   мотор Н_дв=
   120,
   кВ.

2. Објави
   преузета снага мотора
   хлађење

   = 0,18

3. Температуре
   расхладна течност (расхладна течност)
   на излазу мотора т₁
   =
   92, °С и на излазу радијатора т₂
   =
   67, °С.

4. Фреквенција
   ротација радног кола у пумпи н
   = 510, о/мин.

5. Процењено
   глава пумпе ХП_н
   =
   1,45,
   м.

6. Процењено
   губитак притиска у расхладном уређају
   мотор
   =
   0,45,
   м.

7. Процењено
   губитак притиска у радијатору

   =
   0,3,
   м.

8. Пречник
   (унутрашњи) доњи разводник
   уређаји за хлађење мотора д₁
   =
   40,
   мм.

9. Пречници
(унутрашњи) разводници радијатора д₂
=
50 мм.
10.
Унутрашњи пречници свих цевовода
црева д₃
=
15,
мм.

11.
Укупна дужина цевовода локације
хидраулични водови, први у правцу кретања
из

мотор
до радијатора Л₁
=
0,7,
м.

12.
Укупна дужина цевовода другог
пресек хидрауличних водова Л₂
=
1,5,
м.

ОПИС
СИСТЕМИ ХЛАЂЕЊА МОТОРА.

Систем
хлађење мотора састоји се (сл. 1) од
центрифугална пумпа 1, уређај
хлађење мотора 2, хладњак за
проток расхладне течности
ваздух 3, термални вентил 4 и спој
цевоводи – хидраулички водови 5. Све
ови елементи система су укључени у
такозвани "велики" круг хлађења.
Постоји и „мали” круг хлађења, када
расхладна течност не улази у радијатор.
Разлози за постојање и „великих“ и
представљени су „мали” кругови хлађења
у посебним дисциплинама. обрачун
подлеже само „великом“ кругу, као
израчунати пут кретања расхладног
течност (расхладно средство).

Уређај
хлађење мотора се састоји од "кошуље"
хлађење главе цилиндра
мотор (2а), расхладни омотачи
бочни зидови цилиндара
мотор (у облику вертикалних удараца
цилиндричног облика, лоц
на две стране мотора) (26) и два
цилиндрични колектори за сакупљање
расхладна течност (2ц). Репрезентација
бочне зидне расхладне јакне
цилиндри у виду вертикалних потеза
је условно, али довољно блиско
на стварност и
представљање дотичног елемента
уређаји за хлађење мотора
користио би се приликом дириговања
систем хидрауличког прорачуна
хлађење мотора.

Радијатор
3 се састоји од горњег (За) и доњег (36)
колектори, вертикалне цеви
(Св), дуж које се расхладна течност креће
од горњег разводника до дна.
Термовентил (термостат) је
аутоматски гас
уређај дизајниран за
промене у кретању расхладне течности или
на
„велики” или „мали” кругови.
Уређаји и принципи рада радијатора
а проучавају се термални вентил (термостат).
у посебним дисциплинама.

расхладна течност
када се креће у „великом” кругу
иде на следећи начин:
центрифугална пумпа - расхладна јакна
поклопци цилиндара - вертикални потези у
зидови мотора - доњи разводници
расхладни уређаји
мотор - чвор који повезује два тока
- термални вентил - горњи колектор
радијатор
- радијаторске цеви - доњи колектор
радијатор - улаз у пумпу. Успут
савладани су бројни „локални“ отпори
у виду наглих проширења или контракција
протока, окрета од 90°, као и
пригушни уређај (термички вентил).

Све
хидрауличне линије система за хлађење мотора
направљен од технички глатког
цеви и унутрашње пречнике цеви
кроз хидрауличне водове

су исти
и једнако д₃.
Задатак садржи и вредности
нижи пречници разводника
уређаји за хлађење мотора д₁
и оба радијаторска колектора д₂,
добро као
дужина колектора радијатора л_Р=0,5
м.

расхладна течност
у систему хлађења мотора се узима
расхладна течност,
који на температури од +4 °Ц густине
је
=1080
кг/м3
, и кинематичка
вискозитет

м2/с.
То могу бити течности против смрзавања,
"Тосол", "Лена", "Приде" или други.

1 Параметри пумпе.

Инингс
утврђује се кондензатна пумпа
на следећи начин:

,

;

притисак
пумпа за кондензат израчуната
према формули за шему са деаератором:

,

;

Глава кондензата
пумпа се израчунава по формули за
шеме без одзрачивача:

,

;

Чланови укључени у
подаци формуле:

,
где
је густина течности која се пумпа;

,
где —
коефицијент хидрауличког отпора;

—
број
Реинолдс;
заузврат, брзина течности
изражен као:

,

;

У зависности од
добијена вредност Рејнолдсовог броја
израчунати коефицијент хидрауличног
отпор према следећим формулама:

а)
Са вредношћу броја
— режим ламинарног тока:

;

б)
Са вредношћу броја

— режим турбулентног струјања:

—
за глатке цеви

—
за грубо
цеви, где

—
еквивалентни пречник.

в)
Са вредношћу броја
—
површина хидраулички глатких цеви:

Плаћање

врши се према Колбруковој формули:

;

,

- брзина
пумпана течност;

Инингс
одређена напојна пумпа
на следећи начин:

,

;

Притисак хранљивих материја
пумпа се израчунава по формули за
шеме са деаератором:

,

;

притисак
напојна пумпа се израчунава по
формула за коло без одзрачивача:

,

;

Прорачун пумпе

Почетни подаци

Направите потребне прорачуне и изаберите најбољу верзију пумпе за напајање реактора Р-202/1 из резервоара Е-37/1 под следећим условима:

Среда - Бензин

Проток 8 м3/х

Притисак у резервоару је атмосферски

Притисак у реактору 0,06 МПа

Температура 25 °Ц

· Геометријске димензије, м: з₁=4; з₂ =6; Л=10

Одређивање физичких параметара дизане течности

Густина бензина на температури:

Место за формулу.

Ат

На овај начин

Кинематичка вискозност:

Динамички вискозитет:

Пасс

Притисак засићене паре:

Одређивање потребне висине пумпе

а) Одређивање геометријске висине подизања течности (разлика између нивоа течности на излазу и улазу у резервоар, узимајући у обзир превазилажење висине реактора):

(26)

где је З1 ниво течности у резервоару Е-37/1, м

З2 је ниво течности у колони Р-202, м

б) Одређивање губитака притиска за превазилажење разлике притиска у резервоару за пријем и притисак:

(27)

где је Пн апсолутни испусни притисак (вишак) у резервоару Е-37/1, Па;

Пв је апсолутни усисни притисак (вишак) у реактору Р-202/1, Па

ц) Одређивање пречника цевовода у усисном и потисном путу

Поставимо препоручену брзину кретања течности:

У потисном цевоводу брзина убризгавања Вн = 0,75 м/с

У усисном цевоводу усисна брзина Вб = 0,5 м/с

Пречнике цевовода изражавамо из формула за проток флуида:

(28)

(29)

Где:

(30)

(31)

Где је д пречник цевовода, м

К је брзина протока дизане течности, м3/с

В је брзина протока течности, м/с

За даљи прорачун пречника потребно је проток К изразити у м3/с. Да бисте то урадили, поделите дату брзину протока у сатима са 3600 секунди. Добијамо:

Према ГОСТ 8732-78, бирамо цеви најближе овим вредностима.

За пречник усисне цеви (108 5,0) 10-3 м

За пречник потисног цевовода (108 5,0) 10-3 м

Наводимо брзину протока течности према стандардним унутрашњим пречницима цевовода:

(32)

Где - унутрашњи пречник цевовода, м;

- спољни пречник цевовода, м;

— дебљина зида цевовода, м

Праве брзине протока флуида се одређују из израза (28) и (29):

Упоређујемо стварне брзине протока течности са датим:

д) Одређивање начина струјања флуида у цевоводима (Рејнолдсови бројеви)

Рејнолдсов критеријум је одређен формулом:

(33)

Где је Ре Рејнолдсов број

В је брзина протока течности, м/с; — унутрашњи пречник цевовода, м; — кинематичка вискозност, м2/с

Усисни цевовод:

Испусни цевовод:

Пошто Ре број у оба случаја прелази вредност зоне преласка из ламинарног режима струјања флуида у турбулентни, једнак 10000, то значи да цевоводи имају развијен турбулентни режим.

д) Одређивање коефицијента отпора трења

За турбулентни режим, коефицијент отпора трења се одређује формулом:

(34)

За усисну цев:

За испусни цевовод:

ф) Одређивање коефицијената локалног отпора

Усисна цев садржи два пролазна вентила и колено од 90 степени. За ове елементе, према референтној литератури, налазимо коефицијенте локалног отпора: за пролазни вентил, за колено са окретом од 90 степени,. Узимајући у обзир отпор који настаје када течност уђе у пумпу, збир коефицијената локалног отпора у усисном тракту биће једнак:

(35)

У испусном цевоводу се налазе следећи елементи: 3 пролазна вентила, неповратни вентил \у003д 2, мембрана, измењивач топлоте, 3 колена са окретом од 90 степени. Узимајући у обзир отпор који настаје када течност напусти пумпу, збир коефицијената локалног отпора на путу пражњења једнак је:

г) Одређивање губитака притиска за превазилажење сила трења и локалних отпора у усисним и потисним цевоводима

Користимо формулу Дарци-Веисбацх:

(37)

где је ДН губитак притиска за превазилажење сила трења, м

Л је стварна дужина цевовода, м

д је унутрашњи пречник цевовода, м

- збир локалних отпора на путу који се разматра

Хидраулички отпор у усисној цеви:

Хидраулички отпор у испусном цевоводу:

и) Одређивање потребне висине пумпе

Потребан притисак се одређује сабирањем израчунатих компоненти, односно геометријске разлике нивоа у пећи и колони, губитака за превазилажење разлике притиска у пећи и колони, као и локалних хидрауличких отпора у усису. и испусних цевовода, плус 5% за необрачунате губитке.

(40)

Параметри 2 корака.

Мултивхеел
центрифугалне пумпе обављају са
доследан
или паралелно
прикључак радних кола (погледајте сл. 5
лево и десно).

Пумпе
са серијским повезивањем радника
зову се точкови вишестепени.
Глава такве пумпе је једнака збиру глава
појединачне фазе, и проток пумпе
једнак је храни једне фазе:

;
;

где
–
број корака;

,

;

Пумпе
са паралелним повезивањем точкова је прихваћено
размотрити мултитхреадед.
Глава такве пумпе је једнака глави једне
корака, а убацивање је једнако збиру феедова
појединачне основне пумпе:

; ;

где

— број
токови (за бродске пумпе је прихваћено
не више од два).

Број корака
ограничен на максимални притисак
створена у једној фази (обично не
прелази 1000 Ј/кг).

Ми дефинишемо
критичан
резерва енергије кавитације
без
деаератор

за
напојне пумпе:

;

за кондензат
пумпа:

;

Критичан
резерва енергије кавитације са
деаератор

за исхрану
пумпа:

;

за кондензат
пумпа:

;

где

је притисак засићења течности на
подешена температура;
— хидраулички губици усисног цевовода;


— коефицијент
резерва,
што је прихваћено
.

;

;

—
фактор брзине
пумпа (види слику 7);

или

- редом
за хладну свежу и морску воду;

Коефицијент
резерва
је изабран тако
који су састојци његовог дела
задовољити графичке зависности

и.
Добијена вредност овог коефицијента
биће разјашњено при проналажењу израчунатог
односима даље према предложеном
методологија. (Имајте на уму да је предложено
слике 6 и 7 графичке зависности
су претежно нутритивне
пумпе, тако да у случају квара
постављени услови за исхрану
пумпе, дозвољавамо повећање у финалу
гранична вредност коефицијента
резерва на вредност која
би на крају задовољио и
).

Даље
дефинисати максимум
дозвољена брзина
радно коло:

,
где

—
кавитација
фактор брзине,
који се бира на основу намене
пумпа:

—
за
притисак и ватрогасна пумпа;

-за
напојне пумпе;

—
за
пумпа за напајање са појачивачем
Корак;

—
за
пумпа за кондензат;

—
за
пумпа са унапред пројектованим аксијалним точком;

Хајде да дефинишемо
рад
обртаја
точкови пумпе:

,
где

—
коефицијент
брзина,
узимајући следеће вредности:

—
за
притисак и ватрогасна пумпа;

—
за
пумпа за напајање са степеном за повишење притиска;

—
за
напојне пумпе;

—
за
пумпа за кондензат;

Стање
правилан избор коефицијента
брзина: усаглашавање
брзине обртања по неједнакости
(и
не
треба узети мање од 50).

Процењено
инингс
точкови се могу наћи по изразу:

,
где
—
волуметријска ефикасност, која се налази као:

,
где

—
узима у обзир проток течности кроз
предњи печат;

Теоријски
притисак
налази се према формули:

,

где
— хидраулични
ефикасност, којем
дефинисан као:

,
где

—
смањена
пречника
улаз у радно коло; прихваћено(види сл. 8). Белешка
да настају хидраулички губици
због присуства трења у каналима струјања
делови.

Механички
ефикасност
наћи по формули:

,

где
узима у обзир губитке
енергија трења спољашње површине
точкови на дизаној течности
(трење диска):

;

—
узима у обзир губитке енергије услед трења у
лежајеви и кутије за пуњење
пумпа.

Генерал
ефикасност пумпа
дефинисан као:

;

Ефикасност бродова
центрифугалне пумпе се налазе унутар
од 0,55 до 0,75.

Потрошено
снага
пумпа и максимум
снага
при преоптерећењима респективно
дефинисан као:

;

;

3.1 Хидраулички прорачун дугог једноставног цевовода

Размотрите дуге цевоводе, тј.
оне у којима је губитак притиска на
савладавање локалног отпора
занемарљив у поређењу са
губитак главе по дужини.

За хидраулички прорачун користимо
формула ( ), за одређивање губитака
притисак по целој дужини цевовода

Праст
дугачак цевовод је
цевовод са константним пречником
цеви које раде под притиском Х (слика
6.5).

Слика 6.5

За израчунавање једноставног дугачког цевовода
са константним пречником, напиши
Бернулијева једначина за одељке 1-1 и 2-2

.

Брзина ₁=₂=0,
и притисакП₁=П₂=П_ат,затим Бернулијева једначина за ове
услови ће попримити форму

.

Дакле, сав притисак Хутрошено на савладавање хидрауличких
отпор по целој дужини цевовода.
Пошто имамо хидраулички дуг
гасовода, затим, занемарујући локалне
губитак главе, добијамо

.
(6.22)

Али према формули (6.1)

,

где

Дакле, притисак

(6.24)

Прорачун параметара хидрауличне пумпе

За безбедан рад хидрауличног вода прихватамо стандардни притисак од 3 МПа. Израчунајмо параметре хидрауличког погона на прихваћеној вредности притиска.

Перформансе хидрауличних пумпи се израчунавају по формули

В = ,(13)

где је К потребна сила на шипку, К = 200 кН;

Л је дужина радног хода клипа хидрауличног цилиндра, Л = 0,5 м;

т је време радног хода клипа хидрауличног цилиндра, т = 0,1 мин;

п је притисак уља у хидрауличном цилиндру, п = 3 МПа;

η1 - ефикасност хидрауличког система, η1 = 0,85;

В = = 39,2 л / мин.

Према прорачуну, бирамо пумпу НСх-40Д.

10 Прорачун мотора

Снага која се троши за погон пумпе одређује се формулом:

Н = ,(14)

где је η12 укупна ефикасност пумпе, η12 = 0,92;

В – продуктивност хидрауличне пумпе, В = 40 л/мин;

п је притисак уља у хидрауличном цилиндру, п = 3 МПа;

Н = = 0,21 кВ.

Према подацима прорачуна, за добијање потребних перформанси пумпе, бирамо електромотор АОЛ2-11, брзине ротације н = 1000 мин−1 и снаге Н = 0,4 кВ.

11 Прорачун ножног прста за савијање

Прсти шапе ће доживети највећи момент савијања при максималном оптерећењу Р = 200 кН. Пошто има 6 шапа, један прст ће доживети момент савијања од оптерећења Р = 200 / 6 = 33,3 кН (слика 4).

Дужина прста Л = 100 мм = 0,1 м.

Напон савијања за кружни пресек:

σ = (15)

где је М момент савијања;

д је пречник прста;

У опасном делу, тренутак ће бити

Мизг = Р ∙ Л / 2 = 33,3 ∙ 0,1 / 2 = 1,7 кН∙м.

Слика 4 - До прорачуна прста за савијање.

Прст у свом попречном пресеку је круг пречника д = 40 мм = 0,04 м. Одредимо његов напон савијања:

σ = = 33,97 ∙ 106 Па = 135,35 МПа

Услов чврстоће: ≥ σбенд.

За челик Ст 45 дозвољено напрезање = 280 МПа.

Услов чврстоће је испуњен, јер је дозвољени напон савијања већи од стварног.

Израчунати су потребни параметри хидрауличког цилиндра. Према прорачуну, уграђен је хидраулични цилиндар пречника клипа 250 мм и пречника шипке 120 мм. Делујућа сила на штап је 204 кН. Површина попречног пресека стабљике је 0,011 м2.

Прорачун штапа за компресију показао је да је напон сабијања 18,5 МПа и мањи од дозвољених 160 МПа.

Извршен је прорачун чврстоће вара. Дозвољени напон је 56 МПа. Стварни напон који се јавља у завару је 50 МПа. Површина шава 0,004 м2.

Прорачун параметара хидрауличне пумпе показао је да би рад пумпе требао бити већи од 39,2 л / мин. Према прорачуну, бирамо пумпу НСх-40Д.

Извршен је прорачун параметара електромотора. На основу резултата прорачуна изабран је електромотор АОЛ2-11 брзине ротације н = 1000 мин−1 и снаге Н = 0,4 кВ.

Прорачун прста шапе за савијање показао је да ће у опасном пресеку момент савијања бити Мб = 1,7 кН∙м. Напон савијања σ = 135,35 МПа, што је мање од дозвољеног = 280 МПа.

Појмови и структура тржишта услуга. Услуге транспорта
Шири појам „међународна трговина“ може се схватити не само као однос за продају добара, већ и за услуге. Услуге су делатности које директно задовољавају личне потребе чланова друштва, домаћинстава, потребе разних врста предузећа, удружења, организација...

Технолошки процес монтаже мотора
Поставите блок цилиндра на постоље и проверите непропусност канала за уље. Кршење затегнутости није дозвољено. Инсталирајте блок али постоље за демонтажу - монтажу у хоризонталном положају. Продувати све унутрашње шупљине блока цилиндара компримованим ваздухом (пиштољ за дување делова компримованим ваздухом ...

Одређивање преносних односа преносног кућишта
У кутијама за пренос постоје два степена преноса - висока и ниска. Највиши степен преноса је директан и његов преносни однос је 1. Преносни однос нижег степена преноса одређује се из следећих услова: - Из услова савладавања максималног пораста: - Из услова пуног коришћења спојне масе ...

Више о методи директног водоснабдевања

Систем се може организовати на различите начине. Најједноставнија, али не и најуспешнија, је опција у којој се вода испоручује из бунара до места потрошње без додатних уређаја. Ова шема подразумева често укључивање и искључивање пумпе током рада. Чак и са кратким отварањем славине, уређај за пумпање ће се покренути.

Опција директног водоснабдевања може се користити у системима са минималним гранањем цевовода, ако се у исто време не планира стално становање у згради. Приликом израчунавања главних параметара треба узети у обзир неке карактеристике. Пре свега, то се тиче генерисаног притиска. Користећи посебан калкулатор, можете брзо направити прорачуне за одређивање излазног притиска.

О главним карактеристикама прорачуна

Са сталним боравком и присуством великог броја тачака за воду у згради, најбоље је уредити систем са хидрауличним акумулатором, који омогућава смањење броја радних циклуса. Ово ће позитивно утицати на животни век пумпе. Међутим, таква шема је сложена у дизајну и захтева уградњу додатног капацитета, па је понекад њена употреба непрактична.

Уређај за потапајућу пумпу за бунар

Са поједностављеном верзијом, акумулатор није монтиран. Контролни релеј је подешен тако да се усисни уређај укључује када се славина отвори, а гаси када се затвори. Због недостатка додатне опреме, систем је економичнији.

У таквој шеми, пумпа за бунар треба да:

• обезбедити висококвалитетно подизање воде директно до највише тачке без икаквих прекида;
• савладати без непотребних потешкоћа отпор унутар цеви које воде од бунара до главних тачака потрошње;
• стварају притисак на местима захвата воде, што омогућава коришћење различитих водоводних уређаја;
• обезбедити бар малу оперативну резерву да бунарска пумпа не ради на граници својих могућности.

Уз одговарајуће прорачуне, купљена опрема ће вам омогућити да креирате поуздан систем који директно обезбеђује водоснабдевање места за унос воде. Коначни резултат се даје одмах у три количине, пошто се било која од њих може навести у техничкој документацији.

Уштедите време: Истакнути чланци сваке недеље поштом