Федеральное агентство по образованию

Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования

НИЖЕГОРОДСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ

Дзержинский политехнический институт

Кафедра «Машины и аппараты химической и пищевой технологий»

ПОЯСНИТЕЛЬНАЯ ЗАПИСКА

К КУРСОВОЙ РАБОТЕ ПО ДИСЦИПЛИНЕ

«ГИДРАВЛИКА И ГИДРАВЛИЧЕСКИЕ МАШИНЫ»

ВАРИАНТ 1.5

Выполнил студент группы 04-МАПП

Кабанщиков Д.

Руководитель проекта Суханов Д.Е

Проект защищен с оценкой ____________

Дзержинск

Введение

1. Исходные данные для расчета

2. Схема насосной установки

Бланк исходной информации

4. Расчет гидравлических характеристик схемы

4.1 Расчет диаметров трубопроводов

2 Потери напора в трубопроводе

3 Расчет гидравлических сопротивлений по общей ветви

3.1 Потери напора на трение

3.2 Расчет потерь на местные сопротивления

4 Расчет гидравлических сопротивлений по 1 ветви

4.1 Потери напора на трение

4.2 Расчет потерь на местные сопротивления

5 Расчет гидравлических сопротивлений по 2 ветви

5.1 Потери напора на трение

5.2 Расчет потерь на местные сопротивления

6 Расчет гидравлических сопротивлений по 3 ветви

6.1 Потери напора на трение

4.6.2 Расчет потерь на местные сопротивления

7 Выбор стандартной гидравлической машины

Приложение 1: Спецификация к чертежу насоса

Введение

Гидравлической машиной называют машину, которая сообщает протекающей через них жидкости механическую энергию (насос), либо получают от жидкости часть энергии и передают ее рабочему органу для полезного использования (гидродвигатель).

Работа насоса характеризуется его подачей, напором, мощностью, КПД и частотой вращения.

Подача - расход жидкости через напорный (выходной) патрубок.

Напор - разность энергий единицы веса жидкости в сечении потока после насоса и перед ним:

Н = zн - zв + (pн - pв)/(ρg) + (υн2 - υн2) /(2g).

Мощность - энергия, подводимая к насосу от двигателя за единицу времени:

КПД насоса - отношение полезной мощности к потребляемой:

η = Nп/N.

Графические зависимости напора, мощности на валу и КПД насоса от его производительности при постоянном числе оборотов называют характеристиками насоса. При выборе насоса необходимо учитывать характеристику сети, то есть трубопровода и аппаратов, через которые перекачивается жидкость. Характеристика сети выражает зависимость между расходом жидкости Q и напором Н, необходимым для перемещения жидкости по данной сети. Напор может быть определен как сумма геометрической высоты подачи Нг и потерь напора hп. Точка пересечения характеристик называют рабочей точкой. Она отвечает наибольшей производительности насоса при его работе на данную сеть. Если требуется более высокая производительность, то необходимо либо увеличить число оборотов электродвигателя, либо заменить данный насос на насос большей производительности. Насос должен быть выбран так, что рабочая точка соответствовала требуемой производительности и напору в области наибольших КПД.

Для того, чтобы изменить режим работы насоса, необходимо изменить характеристику насоса либо насосной установки. Это изменение характеристик для обеспечения требуемой подачи называют регулированием.

Регулирование задвижкой (дросселированием)

Предположим, что насос должен иметь подачу не QA, соответствующую точке А пересечения характеристики насоса с характеристикой насосной установки, а QB (рис. 1). Пусть QB < QA. Этой подаче соответствует рабочая точка В характеристики насоса. Для того чтобы характеристика насосной установки пересекалась с кривой напоров Н = f(Q) в точке В, необходимо увеличить потери напора в установке. Это осуществляется прикрытием регулирующей задвижки, установленной на напорном трубопроводе. В результате увеличения потерь напора в установке характеристика насосной установки пойдет круче и пересечет кривую напоров Н = f(Q) насоса в точке В. При этом режиме напор насоса складывается из напора НBy , расходуемого в установке при эксплуатации с полностью открытой задвижкой, и потери напора в задвижке hз.:

НB = НBy + hз.

Таким образом, регулирование работы насоса дросселированием вызывает дополнительные потери энергии, снижающие КПД установки. Поэтому этот способ регулирования неэкономичен. Однако, благодаря исключительной простоте, регулирование дросселированием получило наибольшее распространение.

Рисунок1. Регулирование насоса дросселированием

Регулирование изменением числа оборотов насоса

Изменение числа оборотов насоса ведет к изменению его характеристики и, следовательно, к изменению рабочего режима (рис. 2). Для осуществления регулирования изменением числа оборотов необходимы двигатели с переменным числом оборотов.

Такими двигателями являются электродвигатели постоянного тока, паровые и газовые турбины и двигатели внутреннего сгорания. Наиболее распространенные асинхронные электродвигатели с короткозамкнутым ротором практически не допускают изменения числа оборотов. Применяется также изменение числа оборотов включением сопротивления в цепь ротора асинхронного двигателя с фазовым ротором, а также гидромуфтой, установленной между двигателем и насосом.

Регулирование работы насоса изменением числа его оборотов более экономично, чем регулирование дросселированием. Даже применение гидромуфт и сопротивления в цепи ротора асинхронного двигателя, связанные с дополнительными потерями мощности, экономичнее, чем регулирование дросселированием.

Рисунок 2. Регулирование насоса изменением числа оборотов.

Регулирование перепуском

Оно осуществляется перепуском части расхода жидкости, подаваемой насосом, из напорного трубопровода во всасывающий по обводному трубопроводу, на котором установлена задвижка. При изменении степени открытия этой задвижки изменяется расход перепускаемой жидкости и, следовательно, расход во внешней сети. Энергия жидкости, проходящей по обводному трубопроводу, теряется. Поэтому регулирование перепуском неэкономично.

Регулирование поворотом лопастей

Оно применяется в средних и крупных поворотнолопастных осевых насосах. При повороте лопастей изменяется характеристика насоса и, следовательно, режим его работы (рис. 3). КПД насоса при повороте лопастей изменяется незначительно, поэтому этот способ регулирования значительно экономичнее регулирования дросселированием.

Рисунок 3. Регулирование насоса изменением угла установки лопастей.

Наименьшая мощность получается при регулировании изменением числа оборотов, несколько больше мощность при регулировании дросселированием, самая большая - при регулировании перепуском: NB об < NBдр < NB пер. Этот результат справедлив лишь для насосов, у которых с увеличением подачи мощность увеличивается (тихоходные и нормальные центробежные насосы). Если с увеличением подачи мощность уменьшается (например, осевые насосы), то регулирование перепуском экономичнее регулирования дросселированием.

Рисунок 4. Сравнение экономичности разных способов регулирования насоса

1 Исходные данные для расчета

Длины участков:= 4 м; l2 = 8 м; l3 = 10 м; l4 = 0,5 м; l5 = 1 м; l6 = 1 м.

Отметки установки приемных емкостей:= 2 м; z2 = 4 м; z3 = 6 м.

Свободный напор в точках потребления: = 3 м; H2= 3 м; H3= 2 м.

Расходы жидкости на участках:= 100 м3/ч; Q2= 200 м3/ч; Q3= 50 м3/ч.

Угол раскрытия диффузора α = 60º.

Длина теплообменника Lтр = 1,8 м.

Диаметр расширительной емкости dр = 0,6 м.

3. Бланк исходной информации

Количество ветвей - 3.

Состояние труб - с незначительной коррозией.

Характеристика местных сопротивлений

Двухтрубный теплообменник ("труба в трубе""): ветвь 3, длина участков теплообмена - 1,8 м, количество участков - 4.

Резкий поворот:

ветвь 1, угол 90º,

ветвь 1, угол 90º,

ветвь 2, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º,

ветвь 3, угол 90º.

Вход в трубу:

ветвь общая, угол входа 0°,

ветвь общая, угол входа 0°,

ветвь 1, угол входа 0°,

ветвь 3, угол входа 0°.

Выход из трубы:

ветвь общая, угол выхода 0°,

ветвь 1, угол выхода 0º,

ветвь 2, угол выхода 0º,

ветвь 3, угол выхода 0º.

Внезапное расширение:

ветвь общая, диаметр расширительной емкости dр = 0,6 м.

Внезапное сужение:

ветвь 2, диаметр расширительной емкости dр = 0,6 м.

Диффузор:

ветвь 2, угол раскрытия α = 60º.

4. Расчет гидравлических характеристик схемы

Расчет гидравлических параметров схемы необходим для определения затрат энергии на перемещение жидкости и подбора стандартной гидравлической машины (насоса).

1 Расчет диаметров трубопроводов

Заданная технологическая схема содержит емкости, расположенные на различных отметках высот, центробежный насос и сложный разветвленный трубопровод с установленной на нем запорной и регулирующей арматурой и включающий ряд местных сопротивлений. Расчет целесообразно начинать с определения диаметров трубопровода по формуле:

di = √ 4Qi /(πw) , (1)

где Qi - расход среды для каждой ветви, м3/с;

wi - скорость жидкости, м/с.

Для нахождения расхода общей ветви Q0, м3/ч используется следующая формула:

где Qi - расход соответствующей ветви, м3/ч.

Q0 = Q1 + Q2 + Q3 = 100 + 200 + 50 = 350 м3/ч.

Для проведения вычислений расход Qi переводится из м3/ч в м3/с:

Q0 = 350 м3/ч = 350/3600 = 0,097 м3/с,

Q1 = 100 м3/ч = 100/3600 = 0,028 м3/с,

Q2 = 200 м3/ч = 200/3600 = 0,056 м3/с,

Q3 = 50 м3/ч = 50/3600 = 0,014 м3/с.

На практике для сред, перекачиваемых насосами, рекомендуют принимать значение экономической скорости ≈ 1,5 м/с.

Вычисляются диаметры трубопроводов по ветвям по формуле (1):

d1= (4·0,028)/(π·1,5) = 0,154 м = 154 мм,

d2= (4·0,056)/(π·1,5) = 0,218 м = 218 мм,

d3= (4·0,014)/(π·1,5) = 0,109 м = 109 мм,

d0= (4·0,097)/(π·1,5) = 0,287 м = 287 мм.

На основании рассчитанных значений di выбирается ближайший стандартный диаметр трубы dстi по ГОСТ 8732 - 78 для стальных бесшовных горячекатаных труб.

Для первой ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 168 мм, со стенкой толщиной 5 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 - 74:

Труба 168х 5 ГОСТ 8732 - 78

Б10 ГОСТ 8731 - 74

Для второй ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 245 мм, со стенкой толщиной 7 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 - 74:

Труба 245х 7 ГОСТ 8732 - 78

Б10 ГОСТ 8731 - 74

Для третьей ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 121 мм, со стенкой толщиной 4 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 - 74:

Труба 121х5 ГОСТ 8732 - 78

Б10 ГОСТ 8731 - 74

Для общей ветви труба стальная бесшовная горячекатаная с наружным диаметром 299 мм, со стенкой толщиной 8 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731 - 74:

Труба 299х 8 ГОСТ 8732 - 78

Б10 ГОСТ 8731 - 74 .

Вычисления внутренних диаметров di , мм, производятся по формуле:

di = Di - 2·b, (3)

где Di - наружный диаметр соответствующего трубопровода, м;

b - толщина стенки, м.

d0 = 299-2·8 = 283 мм = 0,283 м,

d1 = 168-2·5 = 158 мм = 0,158 м,

d2 = 245-2·7 = 231 мм = 0,231 м,

d3 = 121-2·4 = 113 мм = 0,113 м.

Так как внутренние диаметры стандартных труб отличаются от значений, рассчитанных по формуле (1), необходимо уточнить скорость течения жидкости w, м/с, по формуле:

wi = 4·Qi/(π·d2стi), (4)

где dстi - рассчитанный стандартный внутренний диаметр для каждой ветви трубопровода, м;

Qi - расход среды для каждой ветви, м3/с.

w0 = (4 · 0,097)/(π · (0,283)2) = 1,54 м/с,

w1 = (4 · 0,028)/(π · (0,158)2) = 1,43 м/с,

w2 = (4 · 0,056)/(π · (0,231)2) = 1,34 м/с,

w3 = (4 · 0,014)/(π · (0,113)2) = 1,4 м/с.

2 Потери напора в трубопроводе

Потери напора разделяют на потери на трение по длине и местные потери. Потери на трение Δhi , м, возникают в прямых трубах постоянного сечения и возникают пропорционально длине трубы. Они определяются по формуле:

Δhтрен i = λi · (li/di) · (wi2/2g) (5)

где λi - безразмерный коэффициент потерь на трение по длине (коэффициент Дарси);

g - ускорение свободного падения, м/с2.

Коэффициент Дарси λi, определяется по универсальной формуле А. Д. Альтшуля:

λi = 0,11 · (Δi /di + 68/Rei)0,25, (6)

где Δi - абсолютная эквивалентная шероховатость, зависящая от состояния труб;

Rei - число Рейнольдса.

Значение абсолютной шероховатости труб выбираем 0,2 мм, для стальных, бывших в эксплуатации с незначительной коррозией труб.

Число Рейнольдса Re вычисляется по следующей формуле:

Rei = (wi · di · ρ)/μ = (wi · di)/ν, (7)

где wi - скорость течения жидкости по соответствующему трубопроводу, м/с;

di - внутренний диаметр соответствующего трубопровода, м;

ρ - плотность жидкости, кг/м3;

μ - динамическая вязкость, Па · с,

ν - кинематическая вязкость, м2/с.

Местные потери обусловлены местными гидравлическими сопротивлениями, то есть местными изменениями формы и размера русла, вызывающими деформацию потока. К ним относятся: резкие повороты трубы (колена), плавные повороты, входы и выходы из трубопроводов, резкие (внезапные) расширения и сужения, конфузоры, диффузоры, змеевики, теплообменники, вентиля и т.д.

Местные потери напора Δhм.с. i , м, определяются по формуле Вейсбаха, следующим образом:

Δhм.с.i = ∑ξi (wi2/2g), (8)

где ξi - коэффициент сопротивления для различных видов местных сопротивлений.

После вычисления составляющих потерь напора определяются общие потери Δhi , м, по ветвям по формуле:

Δhi = Δhтрен i + Δhм.с. i, (9)

где Δhтрен i - потери на трение, м;

Δhм.с. i - потери на местные сопротивления, м.

Нполн i = Δhо + Δhi + Нi + zi, (10)

где Нi - свободный напор в точках потребления, м;

zi - отметки установки приемных емкостей, м.

3 Расчет гидравлических сопротивлений по общей ветви

3.1 Потери напора на трение

Для общей ветви трубопровода определяется число Рейнольдса по формуле (7):

Reо = (1,54 · 0,283)/(1,01 · 10-6) = 431505.

λо = 0,11 · (0,0002/0,283 + 68/431505)0,25 = 0,019.

Δhтрен о = 0,019 · (1,5/0,283) · (1,54)2/(2 · 9,81) = 0,012 м.

насос гидравлический трубопровод напор

4.3.2 Расчет потерь на местные сопротивления

Два входа в трубу с острыми краями: ξвх = 0,5.

Два вентиля нормальных при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 283 мм. Так как в ГОСТе не указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 5,234.

Выход из трубы: ξвых = 1.

Внезапное расширение.

Коэффициент сопротивления выбирается в зависимости от отношения площадей сечений расширительной емкости и трубопровода и числа Рейнольдса.

Находится отношение найденных площадей сечений через отношение квадратов соответствующих диаметров:

F0/Fр = (d0/dр)2 = (0,283/0,6)2 = 0,223.

При числе Рейнольдса 431505 и отношении площадей 0,223 коэффициент сопротивления

ξрасш = 0,65.

Для общей ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с.о, м, вычисляются по формуле (8):

Δhм.с.о = (2 · 0,5 + 2 · 5,234 + 1+ 0,65) · (1,54)2/(2 · 9,81) = 1,59 м.

Общие потери Δhо, м, в общей ветви по формуле (9):

Δhо = 0,012 + 1,59 = 1,602 м.

4 Расчет гидравлических сопротивлений по 1 ветви

4.1 Потери напора на трение

Для первой ветви трубопровода определяется число Рейнольдса по формуле (7):

Re1 = (1,43 · 0,158)/(1,01 · 10-6) = 223704.

λ1 = 0,11 · (0,0002/0,158 + 68/223704)0,25 = 0,022.

Вычисляются потери на трение по формуле (5):

Δhтрен1 = 0,022 · (4/0,158) · (1,43)2/(2 · 9,81) = 0,058 м.

4.2 Расчет потерь на местные сопротивления

Определим коэффициенты сопротивления ξ для ряда видов местных сопротивлений.

2. Два резких поворота трубы (колена) с углом поворота 90°: ξкол= 1.

3.Два вентиля нормальных при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 158 мм. Так как в ГОСТе не указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 4,453.

Выход из трубы: ξвых = 1.

Для первой ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с.1, м, вычисляются по формуле (8):

Δhм.с.1 = (0,5 + 2 · 1 + 4,453+ 1) · (1,43)2/(2 · 9,81) = 0,829 м.

Определяем общие потери Δh1, м, в первой ветви по формуле (9):

Δh1 = 0,058 + 0,829 = 0,887 м.

Определяем полный напор Нполн i, м, необходимый для подачи жидкости по ветви по формуле (10):

Нполн 1 = 1,602 + 0,887 + 3 + 2 = 7,489 м.

5 Расчет гидравлических сопротивлений по 2 ветви

5.1 Потери напора на трение

Для второй ветви трубопровода определяется число Рейнольдса по формуле (7):

Re2 = (1,34 · 0,231)/(1,01 · 10-6) = 306475.

λ2 = 0,11 · (0,0002/0,231 + 68/306475)0,25 = 0,02.

Вычисляются потери на трение по формуле (5):

Δhтрен 2 = 0,02 · (8/0,231) · (1,34)2/(2 · 9,81) = 0,063м.

5.2 Расчет потерь на местные сопротивления

Определим коэффициенты сопротивления ξ для ряда видов местных сопротивлений.

Внезапное сужение.

Коэффициент сопротивления выбирается в зависимости от отношения площадей сечений расширительной емкости и трубопровода, а также числа Рейнольдса.

F2/Fр = (d2/dр)2 = (0,0231/0,6)2 = 0,148; Re = 306475>10000: ξвн суж = 0,45.

Вентиль нормальный при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 231 мм. Так как в ГОСТе не указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 4,938.

3. Резкий поворот трубы (колено) с углом поворота 90°: ξкол = 1.

Диффузор.

Коэффициент сопротивления диффузора ξдиф вычисляется по следующей формуле:

ξдиф = λi/(8·sin(α/2)) · [(F2′/F2)2 - 1]/ (F2′/F2)2 + sinα· [(F2′/F2) - 1]/ (F2′/F2), (11)

где F2 - площадь поперечного сечения трубопровода до расширения, м2;

F2′ - площадь поперечного сечения трубопровода после расширения, м2;

α - угол раскрытия диффузора;

λi - коэффициент Дарси. Рассчитывается для участка трубопровода с меньшим сечением F2 (до расширения).

Диаметр трубопровода после расширения принимаем самостоятельно, подбирая необходимый стандартный диаметр из ГОСТа.

Принимаем трубу стальную бесшовную горячекатаную с наружным диаметром 273 мм, со стенкой толщиной 7 мм, из стали 10, изготовляемой по группе Б ГОСТ 8731-74:

Труба 237х7 ГОСТ 8732-78

Б10 ГОСТ 8731-74.

d2′ = 273 - 2·7 = 259 мм = 0,259 м.

Заменяя величину F1/F0 равной ей (d1/d0)2, получим:

ξдиф = λ2 /(8 · sin(α/2)) · [ (d2′ /d2)4 - 1]/(d2′ /d2)4 + sin(α)·[(d2′ /d2)2 -1]/(d2′ /d2)2 = 0,02/(8 · sin(60°/2))·((0,259/0,231)4 - 1)/(0,2590/0,231)4 + sin(60°)·((0,259/0,231)2 - 1)/ 0,259/0,231)2 = 0,18.

5. Выход из трубы: ξвых = 1.

Для второй ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с. 2 вычисляются по формуле (8):

Δhм.с.2 = (0,45 + 4,938 + 1 + 0,18 + 1) · (1,34)2/(2 · 9,81) = 0,69 м.

Определяются общие потери Δh2, м, во второй ветви по формуле (9):

Нполн2 = 1,602 + 0,756 + 4+ 3 = 9,358 м.

6 Расчет гидравлических сопротивлений по 3 ветви

6.1 Потери напора на трение

Для третьей ветви трубопровода определяется число Рейнольдса по формуле (7):

Re3 = (1,4 · 0,113)/(1,01 · 10-6) = 156634.

λ3 = 0,11 · (0,0002/0,113 + 68/156634)0,25 = 0,024.

Определим число Рейнольдса при ν = 1,31·10-6 м2/с по формуле (7):

Reт = (1,4 ·0,113)/(1,31·10-6) = 120763.

λт = 0,11 · (0,0002/0,113 + 68/120763)0,25 = 0,0242.

Вычисляются потери на трение по формуле (5):

Δhтрен3 = 0,024 · (10/0,113) · (1,4)2/(2 · 9,81) + 0,0242 · (1/0,113) · (1,4)2/(2 · 9,81) = 0,234 м.

6.2 Расчет потерь на местные сопротивления

Определим коэффициенты сопротивления ξ для ряда видов местных сопротивлений.

Вход в трубу с острыми краями: ξвх = 0,5.

2. Восемь резких поворотов трубы (колен) с углом поворота 90°: ξкол = 1.

2. Вентиль нормальный при полном открытии, при внутреннем диаметре (принимаем за условный проход) 113 мм. Так как в ГОСТе не указан данный условный проход и, соответственно, коэффициент сопротивления вентиля ξвент, то для его нахождения применяется интерполяция. В данном случае ξвент = 4,243.

Теплообменник типа “труба в трубе” при протекании жидкости по внутренней трубе.

Сопротивление рассчитывается по формуле:

Δhт = λт · (Lтр/dтр) · (w2тр/2g) · m1 + ξ1 · (w2тр/2g) · m2, (12)

где первое слагаемое - потери на трение,

причем m1 - количество прямых участков теплообмена; второе - потери на местные сопротивления за счет плавных поворотов, ξ1 - коэффициент сопротивления плавного поворота на 180°; m2 - количество поворотов.

Коэффициент сопротивления плавного поворота на 180° ξ1 рассчитывается по формуле:

ξ1 = ξ1′ α°/90°, (13)

где ξ1′- принимается в зависимости от отношения d3/2 R0 = 0,6: ξ1′ = 0,44.

ξ1 = 0,44 ·180°/90°=0,88.

Сопротивление теплообменника рассчитаем по формуле (12):

Δhт = 0,0242 · (1,8/0,113) · ((1,4)2/(2 · 9,81)) · 4 + 0,88 · ((1,4)2/(2 · 9,81)) · 3 = 0,418 м.

Выход из трубы: ξвых = 1.

Для третьей ветви суммарные потери напора на местные сопротивления Δhм.с.3 вычисляются по формуле (8):

Δhм.с.3 = (0,5 + 8 · 1+ 4,243) · (1,4)2/(2 · 9,81) + 0,418 = 1,691 м.

Определяются общие потери Δh3, м, в третьей ветви по формуле (9):

Нполн3 = 1,602 + 1,925 + 2 + 6 = 11,53 м.

4.7 Выбор стандартной гидравлической машины

Для выбора центробежной гидравлической машины (насоса) необходимо установить производительность и напор, которые она должна обеспечить.

Для обеспечения заданных расходов жидкости ко всем точкам потребления, производительность насоса должна отвечать условию

Qнас = ∑ Qi , (14)

нас = max (Нполн). (15)

Суммарная производительность Q = 350 м3/ч.

Для соблюдения условия (15) необходимо выбрать участок с наибольшим потребным напором путем сравнения различных вариантов, исходя из обязательного обеспечения подачи необходимых расходов и требуемых свободных напоров. Участок с наибольшим потребным напором принимаем за базовый, он и будет определять напор насоса. Необходимый для выбора насоса напор Ннасоса = Hmax = Hполн 3 = 11,53 м.

Остальные ответвления могут быть пересчитаны на меньшие номиналы диаметров труб с целью оптимизации трубопровода по его стоимости, исходя из условия:

Нполн1 = Нполн2 =…= Нполн. (16)

В большинстве случаев такой пересчет не осуществляют, а выполнение условия (16) достигается за счет создания дополнительного местного сопротивления на входе соответствующего участка, как правило, путем установки регулирующего вентиля.

При выборе насоса также учитывается, что требуемые режимы работы насоса (подача и напор) должны находиться в пределах рабочей области его характеристики.

На основании расчета гидравлических параметров технологической схемы выбранный насос по данным характеристикам - горизонтальный консольный с опорой на корпусе марки К 200 - 150 - 250. По графической характеристике уточняем правильность выбора насоса.

Для данного насоса:

Насос К 200 - 150 - 250 обеспечивает подачу - 315 м3/ч, производительность его будет несколько выше - 20 м. Решением этой проблемы может быть использование регулирующего воздействия запорной арматуры (установленных на трубопроводе вентилей) либо установка дополнительных (резервных) емкостей, которые за счет добавочного давления столба жидкости сгладят или полностью устранят расхождение между требуемым и обеспечиваемым насосом напорами.

Консольные насосы К

Назначение

Центробежные консольные одноступенчатые с горизонтальным осевым подводом жидкости к рабочему колесу насосы типа К предназначены для перекачивания в стационарных условиях чистой воды (кроме морской) с рН=6-9, температурой от 0 до 85°С (при использовании двойного сальникового уплотнения с подачей в него воды до 105°С) и других жидкостей, сходных с водой по плотности, вязкости и химической активности, содержащих твердые включения по объему не более 0,1% и размером до 0,2 мм.

Используются в системах водного коммунального хозяйства, для орошения, ирригации и осушения.

Описание

Консольный насос представляет собой, с точки зрения гидравлики, характерный тип центробежного насоса, рабочим органом которого является центробежное колесо. Центробежное колесо состоит из двух дисков, между которыми, соединяя их в единую конструкцию, находятся лопасти, плавно изогнутые в сторону, противоположную направлению вращения колеса.

При вращении колеса на каждую частицу жидкости, находящуюся внутри колеса, действует центробежная сила, прямо пропорциональная расстоянию частицы от центра колеса и квадрату угловой скорости вращения колеса. Под действием этой силы жидкость выбрасывается в напорный трубопровод из рабочего колеса, в результате чего в центре колеса создается разряжение, а периферийной его части - повышенное давление.

Движение жидкости по всасывающему трубопроводу происходит вследствие разности давлений над свободной поверхностью жидкости в приемном резервуаре и в центральной области колеса, где имеется разрежение.

В насосах типа К подвод крутящего момента от вала электродвигателя на вал насоса происходит через упругую муфту.

Исполнение насоса по узлу уплотнения определяется температурой воды и давлением на входе в насос. В одинарное сальниковое уплотнение затворная жидкость не подается. При температуре воды свыше 85°С или при абсолютном давлении на входе ниже атмосферного в двойное сальниковое уплотнение подается затворная вода под давлением, превышающим давление жидкости перед уплотнением на 0,5-1 кгс/см2. В двойное сальниковое уплотнение затворная жидкость (вода) подается в тупик. Нормальная величина внешней утечки воды до 3 л/час, через сальник должна просачиваться жидкость, чтобы смазывать уплотняющую поверхность.

К группе консольных насосов относятся центробежные одноступенчатые чугунные насосы с односторонним подводом жидкости к рабочему колесу. Колесо такого насоса располагается на конце вала (консоли), закрепленного в подшипниках корпуса насоса или электродвигателя.

Для правильной эксплуатации центробежных насосов и их подбора при создании различных перекачивающих установок и станций необходимо знать, как изменяются основные параметры насосов в различных условиях их работы. Важно иметь сведения об изменении напора Н, расхода мощности N и КПД насоса η при изменении его подачи Q.

Выбор насоса для заданной технологической схемы производится по каталогам на основании расчета гидравлических параметров технологической схемы. При выборе насоса учитывают, что требуемые режимы работы насоса (подача и напор) должны находиться в пределах рабочей области его характеристики.

Список используемой литературы

1. Башта Т. М. Гидравлика, гидромашины и гидроприводы. М.: Машиностроение, 1982.

Шлипченко З. С. Насосы, компрессоры и вентиляторы. Киев, Техника, 1976.

Учебно-методические указания к выполнению курсовой работы по дисциплине «Насосы и компрессоры» для студентов специальности 17.05.: Дзержинск, 1995.

Выбор насоса для заданной технологической схемы для студентов специальности 17.05.: Дзержинск, 1995.

Насосы - машины для создания напорного потока жидкой среды. При разработке гидравлических систем и сетей правильный выбор и применение насосов позволяет получить заданые параметры движения жидкостей в гидросистемах. При этом конструктору необходимо знать конструктивные особенности насосов , их свойства и характеристики. В данном разделе Вы можете бесплатно и без регистрации скачать книги по центробежным, лопастным, шестеренным насосам и вентиляторам.

	Название: Насосы, вентиляторы, компрессоры: Учебник для теплоэнергетических специальностей вузов.
	Черкасский В. М.
	Описание: Рассмотрены классификации, основы теории, характеристики, методы регулирования, конструкции и вопросы эксплуатации машин для подачи жидкостей и газов, применяющихся в энергетики и других отраслях промышленности.
	Год издания: 1984
	Просмотров: 36579 | Скачиваний: 6834

	Название: Шестеренные насосы для металлорежущих станков.
	Рыбкин Е.А., Усов А. А.
	Описание: Книга содержит анализ теоретических и экспериментальных исследований методов расчета и конструирования шестеренных гидравлических насосов, применяемых в гидрофицированных металлорежущих станках.
	Год издания: 1960
	Просмотров: 35392 | Скачиваний: 893

В процессе изучения темы «Насосное оборудование» слесарь по ремонту технологического оборудования изучает классификацию, принцип действия, особенности конструкции насосов, основные требования по эксплуатации, диагностике, подготовке к ремонту, проведению ремонта и приёмке насосов в эксплуатацию. На основе полученных знаний он обязан выполнить возложенные на него обязанности по технически грамотном проведении ремонтных работ для обеспечения безаварийной и бесперебойной работы насосного оборудования.

Содержание учебного пособия насосного оборудования:

Содержание
1. Учебная цель
1.1. Концепция, основные термины
2. Содержание учебного элемента
2.1. Классификация насосов по принципу действия
2.2. Классификация насосов по конструктивному исполнению
2.2.1. Динамические насосы
2.3. Классификация насосов по типу приводов
2.4. Классификация центробежных насосов
2.5. Классификация объемных насосов (по назначению)
2.6. Основные виды уплотнений валов и штоков насосов
2.7. Общие требования к устройству насосной установки
2.8 Эксплуатация насосного оборудования
2.8.1. Обязанности обслуживающего персонала при эксплуатации центробежных насосов
2.8.2. Основы ремонта центробежных насосов: структура ремонтного цикла, межремонтный пробег, краткое содержание ремонтных работ по видам ремонта
2.8.3. Обязанности обслуживающего персонала при эксплуатации поршневых и плунжерных насосов
2.8.4. Основы ремонта поршневых насосов
3. Резюме
4. Контрольные вопросы
5. Ситуационные примеры
Приложение 1
Приложение 2
Приложение 3
Приложение 4
Приложение 5
Слайд №1 Принципиальная схема центробежного насоса
Слайд №2 Схемы объемных насосов
Слайд №3 Классификация насосов по конструктивному исполнению
Слайд №4 Схема вихревого насоса
Слайд №5 Схема осевого насоса
Слайд №6 Классификация центробежных насосов
Слайд №7 Консольный динамический насос типа К
Слайд №8 Разрез насоса типа НК
Слайд №9 Разрез насоса типа НКЭ
Слайд №10 Разрез насоса НК 65/35-240
Слайд №11 Разрез двухступенчатого насоса типа Н
Слайд №12 Разрез четырехступенчатого насоса типа Н
Слайд №13 Горизонтальный динамический насос типа Д
Слайд №14 Разрез насоса типа НД
Слайд №15 Разрез насоса типа НПС
Слайд №16 Конденсатный насос типа КсВ
Слайд №17 Питательный насос типа ПЭ
Слайд №18 Электронасосный агрегат типа Х с проточной частью из сталей (исполнений А, К, Е, И, М)
Слайд №19 Разрез электронасоса
Слайд №20 Центробежно-вихревой насос типа ЦВ
Слайд №21 Шестеренный насос типа Ш
Слайд №22 Двухвинтовый насос типа 2ВВ
Слайд №23 Поршневой насос типа ПДГ
Слайд №24 Уплотнения сальниковые с набивкой
Слайд №25 Схема одинарного торцевого уплотнения
Слайд №26 Торцевое уплотнение типа БО
Слайд №27 Конструкция торцевого уплотнения типа УСГ
Слайд №28 Схема установки центробежного насоса

Горшков А.М. «Насосы» Госэнергоиздат, 1947 год, 198 стр. (5,25 мб. djvu)

В руководстве излагаются физические основы и принципы расчета и конструктивные особенности поршневых, центробежных, осевых насосов, ротационных, винтовых, мамут-насосов, струйных аппаратов, эрлифтов, таранов и др. Данное руководство может быть рекомендовано в качестве дополнительного учебного пособия для подготовки студентов учебных заведений, энергетического направления.

В книге рассмотрены основные типы насосного оборудования получивших широкое распространение в энергетике и промышленности. Даже не взирая на год издания (более полувека), теоретические основы и физические законы на которых основана работа насосов остались прежние и приводимые в книге расчеты конструкций вполне актуальны сегодня. Дополнительно с вопросами изложенными в книге вы можете ознакомиться из оглавления, приведенного ниже.

Глава первая. Основные сведения 3
1. Назначение насосов 7
2. Общая классификация насосов 8
3. Краткие исторические сведения о насосах 8
4. Напор, развиваемый насосом 10
5. Коэффициенты полезного действия насосов 14
6. Виды двигателей к насосам 17

Глава вторая. Поршневые насосы 17
7. Принцип действия 18
8. Классификация поршневых насосов и типовые схемы 19
9. Производительность (подача) насосов 23
10. Устройство воздушных колпаков 29
11. Процессы всасывания и нагнетания 30
12. Индикаторная диаграмма 43
13. Основное детали и принадлежности поршневых насосов 48
14. Конструкции поршневых насосов и их промышленное применение 56
15. Исходные положения при выборе типа поршневого насоса 66
16. Изменение режима работы насоса (регулирование) 67
17. Правила пуска, остановки и ухода за насосом 69

Глава третья. Центробежные насосы 70
18. Принцип действия 71
19. Классификация центробежных насосов 72
20. Идеальное течение жидкости в рабочем колесе 74
21. Основное уравнение центробежного насоса 76
22. Устройство для преобразования энергии в насосах 82
23. Теоретическая характеристика центробежного насоса 85
24. Действительная характеристика центробежного насоса 88
25. Универсальная характеристика насоса. Законы пропорциональности 94
26. Коэффициент быстроходности 97
27. Высота всасывания. Кавитация 99
28. Осевое давление и способы его разгрузки 105
29. Основные детали центробежных насосов 107
30. Конструкции центробежных насосов и их промышленное применение 110
31. Определение рабочего режима насосной установки 127
32. Параллельная и последовательная работа насосов 132
33. Регулирование центробежных насосов 136
34. Пуск в ход, остановка и уход за центробежными насосами 137

Глава четвертая. Пропеллерные (осевые) насосы 138
35. Принцип действия 139
36. Основы теории крыла 141
37. Определение напора и подачи насоса 145
38. Характеристики пропеллерных насосов. Регулирование 148
39. Конструкции пропеллерных насосов и их промышленное применение 151
40. Выбор типа насоса 157

Глава пятая. Насосы, применяемые в энергетике 158
41. Насосное оборудование тепловых станций 159
42. Насосное оборудование торфоразработок 165

Глава шестая. Другие виды насосов 167
43. Крыльчатые насосы 173
44. Ротационные насосы 174
45. Винтовые насосы 177
46. Струйные насосы 177
47. Эрлифты 179
48. Гидравлический таран 181
49. Монтежю 183
50. Пульсометр 183
51. Насосы Гэмфри 184
Предметный указатель 187

Насосные установки

Насосные установки предназначены для транспортировки жидкости, заполнения и осушения резервуаров, для обслуживания механизмов (например, система водяного охлаждения).

Наибольшее распространение получили центробежные насосы.

Для централизованного обеспечения водой промышленных и сельскохозяйственных объектов сооружаются насосные станции, состоящие из крупных насосных агрегатов, и с обслуживающим персоналом.

Характеристики центробежных насосов (ЦН).

Эксплуатационные свойства ЦН определяются зависимостью напора (давление жидкости) на выходе от производительности при различных скоростях

H =F (Q ),

где Н- напор на выходе, м. ст. жидкости; Q - производительность, м 3 /с.

Эти зависимости, обычно, приводятся в виде графиков в каталогах для каждого конкретного агрегата.

Представление о характеристиках центробежного насоса и магистралей дает рис. 1.

Для определения рабочей точки, которая определяется пересечением двух характеристик: насоса и магистрали, нужно знать зависимости Н н = F (Q ) и H м = F (Q ).

Полный напор (Н) в системе состоит из двух составляющих:

H =H С + H ДИН = H С + СQ 2 ,

где Н с - статический напор, м; Н дин - динамический напор, м; Q - производительность, м 3 /с; С - постоянная величина.

В зависимости от преобладающей составляющей, характеристика магистрали может быть статической (А) или динамической (Б), которая представляет собой параболу по форме.

Из рис. 1 видно, что при снижении оборотов приводного ЭД характеристика насоса перемещается вниз параллельно номинальной (ω ном).

Таким образом, при приводе от АД и работе:

При статической характеристике магистрали

производительность изменяется (от Q ном до Q 1) значительно;

чрезмерное снижение скорости, когда характеристики не пересекаются, насос перестает качать («срыв струи»).

Примечание - Такой вариант возможен при снижении напряжения в сети.

При динамической характеристике магистрали:

производительность изменяется (от ном. до 1) незначительно;

чрезмерное снижение скорости (до 2) не приводит к прекращению подачи жидкости, но производительность уменьшается.

При приводе от СД скорость не изменяется, но угол отставания ротора от статора увеличивается, что уменьшает момент на валу двигателя.

При чрезмерном снижении напряжения сети СД выпадают из синхронизма и останавливаются.

Производительность центробежных насосов можно регулировать следующими способами:

дросселированием трубопровода (например, закрывать задвижки на напорной магистрали);

изменением угловой скорости (ω) приводного ЭД (например, изменением напряжения в цепи статора АД);

изменением числа работающих на магистраль агрегатов;

изменением положения рабочего органа механизма (например, поворотом лопаток рабочего колеса).

Дросселирование осуществляется прикрытием задвижки на напоре, при этом (рис. 1, Б) характеристика магистрали перемещается влево (до точки РТ") при неизменной угловой скорости насоса (ω ном). При новом положении рабочей точки (РТ") производительность (Q ") уменьшится, а напор (Н") увеличится (теоретически). Реально часть напора (∆Н") теряется на регулирующем устройстве, а следовательно, фактический напор (Н ф ") тоже уменьшится. Расчеты показывают, что уменьшение производительности (Q ) в два раза приводит к снижению КПД насоса в 4 раза и увеличивает потери мощности до 38 % от номинальной мощности ЭД.

Следовательно, данный способ целесообразно применять в установках небольшой мощности (несколько кВт) при преобладании статического напора в магистрали.

Изменение угловой скорости осуществляется изменением подводимого к статору электродвигателя напряжения (дроссель насыщения) или включением в цепь ротора добавочного сопротивления. При этом характеристика насоса перемещается вниз параллельно номинальной (ω ном). Из рис.1 видно, что при статической характеристике производительность (Q 1) снижается значительно больше, чем при динамической для одной и той же скорости (ω 1).

Расчеты показывают, что электрический способ регулирования более экономичен, чем дросселирование, так потери мощности меньше (до 16%). Следовательно, данный способ целесообразно применять в установках средней мощности (десятки кВт).

Примечание - Для установок большой мощности (сотни и тысячи кВт) этот способ неэкономичен; в этом случае применяются каскадные схемы электроприводов, в которых «потери скольжения» возвращаются в сеть или преобразуются в механическую мощность и поступают на вал механизма; преобразование «энергии скольжения» возможно с помощью вентильных схем или вспомогательных машин на одном валу с главным двигателем.

Изменение числа работающих агрегатов, подключенных на магистраль параллельно, целесообразно применять при статическом напоре, так как общая производительность совместно работающих агрегатов - это сумма производительностей всех работающих агрегатов, что обеспечивает их экономичную работу.

Примечание. При динамическом напоре общая производительность увеличивается незначительно, а агрегаты работают с пониженным КПД.

Устройства автоматизации насосных установок.

Наряду с аппаратурой общего назначения для пуска, переключения и управления, в системах автоматизации применяется специальная аппаратура.

Поплавковое реле уровня предназначено для контроля уровня в резервуарах с неагрессивной жидкостью и выдачи сигнала в схему управления.

Представление о конструкции и принципе действия поплавкового реле дает рис.2.

В резервуар (1) погружается поплавок (2), который подвешен на гибком канате (5), перекинутом через блок (4). Уравновешивание осуществляется с помощью груза (8).

На канате укреплены две переключающие шайбы (7), положение которых можно изменить в соответствии с условиями регулирования. Переключающие шайбы (7) при достижении предельных уровней жидкости поворачивают коромысло (6), связанное с контактным устройством (3), которое замыкает четную (2 и 4) или нечетную (1 и 3) пару контактов цепей управления.

Электродное реле уровня предназначено для контроля уровня электропроводных жидкостей и выдачи сигнала в схему управления.

Рис. 3. Электродное реле уровня

Представление о конструкции и принципе действия электродного реле дает рис. 3.

Основным контролирующим элементом являются два электрода (2), помещенные в резервуар (1) с электроприводной жидкостью (4). Электроды заключены в кожух (3), открытый снизу и включены в цепь катушки реле промежуточного (РП) малогабаритного исполнения (телефонного типа).

Слаботочное реле (РП) получает питание от понижающего трансформатора (по условиям электробезопасности).

При подъеме уровня жидкости в резервуаре до короткого электрода собирается цепь РП, которая срабатывает, дает команду в цепь управления (РП: 1) и становится на самопитание (РП: 2) через длинный электрод.

Насосный агрегат включается на откачивание жидкости из резервуара. Отключение агрегата произойдет при снижении уровня ниже длинного электрода.

Струйное реле предназначено для контроля наличия потока (струи) жидкости в трубопроводе. Представление о конструкции и принципе действия струйного реле дает рис. 4.

Чувствительным элементом является диафрагма (1) с дроссельным устройством (отверстие в центре), установленная в трубопроводе (4) и воспринимающая перепад давления жидкости при протоке. Обе полости диафрагмы трубками (3) соединены с сильфонами (2), у которых имеются цилиндрические мембраны (5), механически связанные тягами с электроконтактной частью реле (6).

При наличии протока жидкости давление в левой полости диафрагмы (1) будет больше, чем в правой, поэтому контактная группа (1 и 3) замкнута и в цепь управления 1 дается сигнал о наличии протока жидкости.

Примечание - Струйное реле, обычно, применяется в системах охлаждения, поэтому этот сигнал является разрешающим пуск механизма.

При уменьшении количества протекающей жидкости (например, остановка насоса) перепад давления изменяется на диафрагме, контактная группа левая (1 и 3) размыкается, а правая (2 и 4) замыкается. При этом выдается сигнал на остановку двигателя, который обслуживается этой СВО, через цепь управления 2 и он останавливается.

Реле контроля заливки предназначено для контроля заливки гидравлической полости центробежных насосов.

Они могут работать на принципе поплавка, но в настоящее время наибольшее распространение получили реле мембранного типа.

Такие реле устанавливаются выше уровня насоса от 0,3 до 0,5 м. При заливке полости насоса жидкостью мембрана прогибается, перемещая прикрепленный к ней шток, что переключает контактную систему реле, разрешая пуск насоса.

После снижения давления в полости мембрана пружиной возвращается в исходное положение.

Достоинством мембранных реле является большая чувствительность и способность выдерживать высокие давления. Такие реле применяют при заливке насосных агрегатов с помощью вакуум-насоса.

Принципиальная электрическая схема АУ задвижкой центробежного насосного агрегата (рис. 5)

Назначение. Для управления задвижкой ЦНА, сигнализации ее состояния и защиты цепей управления.

Основные элементы схемы.

Д1, Д2 - приводные двигатели ЦНА и задвижки на напоре агрегата.

КМ, КО, КЗ - контакторы пускателя магнитного (ПМ) Д1, открытия и закрытия задвижки агрегата.

РП - реле промежуточное.

РУ - реле уровня, для контроля уровня в резервуаре и коммутации цепей управления насоса и задвижки.

РД - реле давления, для контроля давления в полости насоса и выдачи сигнала на управление задвижкой.

П - передача понижающая, механическая.

ВКА, ВКО и ВКЗ - выключатели конечные «аварийный» (при неисправности механизма), состояния задвижки «открыто» и «закрыто».

ВБ - выключатель безопасности, для отключения электрических цепей при ручном управлении задвижкой.

Rl , R 2: - ограничительные резисторы в цепях сигнальных ламп.

Органы управления.

КУ - ключ управления, для выбора режима управления насосом («Р» - ручное, «О» - отключено, «А» - автоматическое).

Кн.П и Кн.С - кнопки «пуск» и «стоп» Д1 (на местном посту).

КН.О, Кн.З, Кн.С1 - кнопки ДУ открытием, закрытием и остановкой задвижки (на пульте оператора).

Н н > Н > Н н - сигнал от датчика уровня в резервуаре, отклонение от нормального.

«P » - сигнал от датчика давления в полости насоса о повышении давления.

Режимы управления:

КУ - «А» - «автоматическое управление» ЦНА и задвижкой, основной режим;

КУ - «Р» - «ручное управление» ЦНА и задвижкой (местное или ДУ).

Работа схемы.

Исходное состояние.

Поданы все виды питания (включены ВА, ВА1, ВА2), КУ - «А», ВБ -«В», резервуар осушен до «Н н », задвижка на напоре закрыта, полость насоса заполнена, система осушения приготовлена.

При этом: - засвечена вполнакала ЛЗ «задвижка закрыта»,

Погашена ЛО «задвижка открыта».

ЦНА в «ждущем режиме».

Автоматическое управление.

При поступлении жидкости в резервуар (Н > Нн) собирается цепь РУ

РУ - собирается цепь КМ (РУ: 1),

Готовится цепь РП (РУ:2).

КМ - подключается к сети (Д1) (КМ: 1...3),

Становится на самопитание (КМ:4).

При работе насоса на закрытую задвижку давление в полости повысится «(Р)», при этом собирается цепь РП (РД).

РП - собирается цепь КО (РП: 1),

Размыкается цепь КЗ (РП:2) повторно.

КО - подключается к сети (Д2) (КО:1...3) и пускается на открытие задвижки,

становится на самопитание (КО:4),

блокируется цепь КЗ (КО:5),

шунтируется часть резистора R 2 (КО:6).

Задвижка начинает открываться, при этом собирается цепь ЛО (ВКЗ), она загорается полным накалом (ярко) на все время открывания.

При полном открытии задвижки контакт ВКО разомкнётся, при этом разомкнётся цепь КО , погаснет ЛЗ, горевшая вполнакала.

КО ↓ - отключается от сети (Д2)(КО:1...3) и останавливается,

размыкается цепь самопитания (КО:4),

готовится цепь КЗ (КО:5),

включается полностью R 2 в цепь ЛО, она переходит на горение вполнакала.

ЦНА работает на откачку жидкости из резервуара, ЛО «задвижка открыта» горит вполнакала, ЛЗ «задвижка закрыта» погашена, уровень в резервуаре снижается.

При полной откачке жидкости (Н < Н н) размыкается цепь РУ ,

РУ ↓ - размыкается цепь КМ (РУ: 1),

Размыкается цепь РП (РУ:2).

КМ ↓ - отключается от сети (Д1) (KM : 1...3) и останавливается,

Размыкается цепь самопитания (КМ:4).

РП ↓ - размыкается цепь КО (РП:1), параллельная цепи самопитания,

Собирается цепь КЗ (РП:2).

При отключенном ЦНА давление в полости снижается (Р↓), при этом повторно размыкается цепь РП (РД).

КЗ - подключается к сети(Д2) (К3:2...3) и пускается на закрытие задвижки,

Становится на самопитание (К3:4),

блокируется цепь КО (КЗ:5),

шунтируется часть резистора R 1 (КЗ:6).

Задвижка начинает закрываться, при этом собирается цепь ЛЗ (ВКО), она зажигается полным накалом (ярко) на все время закрывания.

При полном закрытии задвижки контакт ВКЗ разомкнётся, при этом разомкнётся цепь КЗ , погаснет ЛО, горевшая вполнакала.

КЗ ↓ - отключается от сети (Д2)(КЗ: 1...3) и останавливается,

размыкается цепь самопитания (К3:4),

готовится цепь КО (КЗ:5),

включается полностью R 1 в цепь ЛО, она переходит на горение вполнакала.

ЦНА отключен от сети и остановлен, ЛО «задвижка открыта» погашена, ЛЗ «задвижка закрыта» горит вполнакала. ЦНА в «ждущем режиме».

Ручное управление.

При неисправности РУ или РД , установить КУ - «Р».

«Пуск» насоса от Кн.П., открытие задвижки от Кн.О. Элементы срабатывают по цепям «ручное управление», цепи «автоматическое управление» отключены. Контроль уровня по стеклянному уровнемеру визуально, на местном посту.

Остановка насоса от Кн.С, закрытие задвижки от Кн.З.

Примечание - При наличии связи с пультом оператора открытие и закрытие задвижки производится дистанционно оператором.

При действиях с местного поста вручную, в целях безопасности, отключить ВА2 или ВБ, что исключит ошибочное включение Д2 с пульта оператора. При «неисправности» механизма задвижки схема управления отключается аварийным конечным выключателем ВКА, гаснут ЛО и ЛЗ.

Зашита, блокировка, сигнализация:

силовая цепь и цепи Д1, Д2, от токов КЗ и перегрузки (ВА, ВА1 с комбинированными расцепителями);

цепи управления Д2, от токов КЗ (ВА2 с максимальным расцепителем);

ограничение хода задвижки (ВКО и ВКЗ);

Взаимная эл. блокировка цепей КО (К3:5) и КЗ (КО:5);

ЛО «задвижка открыта» горит вполнакала, сигнализация состояния;

ЛЗ «задвижка закрыта» горит вполнакала, сигнализация состояния. Примечание - Переходный процесс открывания (закрывания) задвижки

сопровождается горением ЛО (ЛЗ) полным накалом (ярко).

Питание цепей.

3 ~ 380 В, 50 Гц - силовая сеть.

1 ~ 220 В, 50 Гц - цепи управления, автоматики, сигнализации.

	Название: Насосы, вентиляторы и компрессоры.Учеб пособие для втузов.
	Шерстюк А.Н.
	Описание: В книге излагаются основы теории, расчета и эксплуатации лопастных машин - насосов, вентиляторов и компрессоров.
	Год издания: 1972