Pumper og kompressorer

Departementet for høyere og videregående spesialundervisning i USSR som læremiddel for studenter av petroleumsspesialiteter ved universiteter

Boken gir grunnleggende informasjon om teorien om pumper og kompressorer.

Egenskapene er gitt og de grunnleggende designene til moderne maskiner diskuteres, samt noen funksjoner ved deres drift knyttet til bruk av pumper og kompressorer i olje-, gass- og petrokjemisk industri.

Boken er en lærebok for studenter ved oljeuniversiteter. Den kan brukes av ingeniører involvert i design og drift av pumper og kompressorer.

© Forlaget "Nedra" 1973

1. Berdyuk V.V. etc. Bygging og installasjon av pumpe- og kompressorstasjoner av hovedrørledninger. M., "Nedra", 1968, 283 s. med syk.

2. Bibisheva. V., Rabinovich Z. Ya. Drift av utstyr til hovedgassrørledninger. M., Gostoptekhizdat, 1963, 431 s. med syk.

3. Galimzyanov F.G. Atlas over strukturer. M., "Mechanical Engineering", 1968, 186 s. med syk.

4. 3 akharenko S.E. et al. M.-JI., Mashgiz, 1961, 454 s. med syk.

5. Kadyrov A. M., S a i o z n i k o v V. S. Oljefeltkompressorer. Baku, Aznefteizdat, 1952, 332 s. med syk.

6. K a l i n u sh k i n M. P. Hydrauliske maskiner og kjøleaggregater M.; Gosstroyizdat, 1957, 219 s. med syk.

7. Kiselev V.I. Pumper, kompressorer, vifter. M., Metallurgizdat, 1961, 400 s. med syk.

8. Luft- og gasskompressorer. Katalogkatalog. M., Mashgiz, 1954, 166 s. med syk.

9. KontorovichB. B. Pumper og blåsere. M., Metallurgizdat, 1956, 334 s. med syk.

10. Plevako N. A. Grunnleggende om hydraulikk og hydrauliske maskiner. M., Rostec forlag, 1960, 428 s. med syk.

11. Rakov A. A., Vinogradov Yu A. Kompressorer. M., "Mechanical Engineering", 1965, 280 s. med syk.

12. Rees V.F. Sentrifugalkompressormaskiner. M. - JI. "Mechanical Engineering", 1964, 336 s. med syk.

13. Seleznev K.P., Podobaev Yu.S., Anisimov S.A. Teori og beregning av turbokompressorer. M., "Mechanical Engineering", 1968, 406 s. med syk.

14. Stepanov A.I. Sentrifugal- og aksialkompressorer, vifter og vifter. M., Mashgiz, 1960, 347 s. med syk.

15. Strakhovich K.I. Kompressormaskiner. Mm Gostorgizdat, 1961, ъОО s. med syk.

16. X l u m s k i y V. Stempelkompressorer. M., Mashgiz, 1962, 403 s. med syk.

17. Cherkassky V.M., Romanova T.M., Kaul R.A. Pumper, kompressorer, vifter. M., "Energy", 1968, 304 s. med syk.

Teknisk bibliotek

Bøker om pumper, pumpeutstyr, vannforsyning og avløp

Her er et lite utvalg av teknisk litteratur viet pumpeutstyr, vannforsyning og avløp i formatet djvu for gratis nedlasting.

Navn: Pumper, vifter, kompressorer
V.M. Cherkassky
Utgave:"Energoatomizdat", 1983
Boken gir klassifisering, teori, egenskaper og metoder for regulering av pumper som brukes i energisektoren og andre industrier. Den andre utgaven er supplert med informasjon om moderne pumper. Anbefalt for universitetsstudenter innen varme- og kraftspesialiteter.
Les mer >>>

Navn: Mekaniske vakuumpumper
E.S. Frolov, I.V. Avtonomova, V.I. Vasiliev et al.
Utgave:"Mekanisk teknikk", 1989
Boken skisserer teorien, metodene for beregning og design av lav-, middels-, høy- og ultrahøyvakuumpumper. Arbeidsprosessene og typene av vakuumpumper for ulike formål er beskrevet, designanbefalinger og tekniske egenskaper er gitt. Det er gitt beregningseksempler for hovedtypene pumper. Boken er beregnet på ingeniører og tekniske arbeidere involvert i utvikling og drift av vakuumpumper i ulike sektorer av den nasjonale økonomien.
Les mer >>>

Navn: Vannforsyning. Lærebok for universiteter.
N.N. Abramov
Utgave:"Stroyizdat", 1974
Læreboka gir grunnleggende informasjon om vannforsyningssystemer, formål, driftsforhold, utforming av hog pumper. Funksjonene til industrielle og landbruksvannforsyningssystemer vurderes. Læreboken er beregnet på universitetsstudenter som studerer i spesialiteten "Vannforsyning og avløp".
Les mer >>>

Navn: Vingepumper og hydrauliske motorer
FRA. Zaichenko og L.M. Myshlevsky
Utgave:"Mekanisk ingeniørfag", 1970
Boken inneholder det grunnleggende om teori og beregning, en gjennomgang av moderne design, samt testmetoder og instruksjoner for bruk, installasjon og drift av vingepumper og hydraulikkmotorer, mye brukt i verktøymaskiner og andre maskiner. Boken er beregnet på designere, forskere og ingeniører som er involvert i design, produksjon og drift av hydrauliske drev og pumper.
Les mer >>>

Navn: Girpumper. Grunnleggende parametere og deres beregning
SPISE. Yudin
Utgave:"Mekanisk ingeniørfag", 1964
Boken diskuterer de grunnleggende metodene for hydraulisk og styrkeberegning av en tannhjulspumpe, teorien om en hydraulisk motor og teorien om en pumpe med ikke-sirkulære hjul. I tillegg er det gitt beregninger for flypumper. Boken er beregnet på ingeniører og teknikere involvert i utvikling, produksjon og drift av tannhjulspumper.
Les mer >>>

Navn: Drift av grunnvannsinntak
Surenyants S.Ya. Ivanov A.P.
Utgave:"Stroyizdat", 1989
Boken diskuterer de grunnleggende metodene for pålitelig drift av vannbrønner, de grunnleggende metodene for reparasjon og forebygging. Oppmerksomhet rettes mot valg og driftsfunksjoner til nedsenkbare pumper for brønner og metoder for å øke vannløftet uten å øke pumpekraften. For tekniske spesialister involvert i drift og justering av vannløftesystemer.
Les mer >>>

Navn: Behandling og bruk av avløpsvann i industriell vannforsyning
Koganovsky A.M., Klimenko N.A. et al.
Utgave:"Energi", 1970
Boken skisserer hovedmetodene for å bruke avløpsvann til industriell vannforsyning. Metoder for å fjerne findelte, kolloidale og semi-kolloidale urenheter fra industrielt avløpsvann er beskrevet. Teknologiske ordninger for klargjøring av avløpsvann til bruk i industrien presenteres.
Les mer >>>

Navn: Pumper og pumpestasjoner
Yakubchik P.P.
Utgave:"SPb: PGUPS", 1997
Opplæringsmanualen gir en definisjon av parameterne og egenskapene til sentrifugalpumper og driftsmodusen til pumpeenheten. Metoden for beregning av parametrene for parallell og sekvensiell drift av sentrifugalpumper vurderes. Metoder for å regulere driften av sentrifugalpumper er beskrevet. Vedlegget inneholder oppsummerende egenskaper for sentrifugal- og borehullspumper.
Les mer >>>

Navn: Automatiserte kontrollsystemer for teknologiske prosesser for vannforsyning og distribusjon.
Egilsky I.S.
Utgave:"L.: Stroyizdat, Leningrad. avdeling, 1988"
Boken er rettet mot å oppsummere den eksisterende innenlandske og utenlandske erfaringen med å lage automatiserte kontrollsystemer for vannforsyning og vurdere hovedaspektene ved utformingen av disse systemene, metodikken for optimal styring av vannforsyning og distribusjonsanlegg, samt spørsmål om forberedelse for implementering av automatiserte kontrollsystemer og organisering av disse arbeidene.
Les mer >>>

Navn: Vannforsyning og sanitæranlegg. Eksterne nettverk og strukturer
Repin B. N., Zaporozhets S. S., Eresnov V. N., Tregubenko N. S., Myalkin S. M.
Utgave:"M.: Høyere. skole, 1995"
Ved sammenstillingen av oppslagsboken tok forfatterne utgangspunkt i at boken skulle inneholde grunnleggende materialer om beregning, design, konstruksjon av nettverk og strukturer, optimalisering av eksterne vannforsynings- og sanitærsystemer, og eliminerer behovet for å bruke tilleggsreferanse og normativ litteratur. .
Les mer >>>

www.agrovodcom.ru

opplæringsmanual. Hovedutstyret til oljeraffineriet. I.R. Kuzeev, R.B. Tukaeva

2.4 Sentrifugalpumper

2.4.1. Generell informasjon om pumper

Pumpe – en maskin konstruert for å konvertere den mekaniske energien til drivverket til den hydrauliske energien til strømmen av det pumpede væskemediet med det formål å løfte og flytte det(Figur 2.87) .

Figur 2.87 – Sentrifugal utkragende horisontalpumpe

med aksialt væskeinntak med innvendige støtter

Figur 2.88 – Pumpeenhet type K
Pumpen og drivmotoren (Figur 2.88), sammenkoblet, instrumentering og automatisk kontrollutstyr utgjør til sammen pumpeenhet. Pumpeaggregatet og komponentutstyret med tilførsels- og trykkrørledninger og armaturer kalles pumpeenhet(Figur 2.89).

Figur 2.89 – Generelt bilde av pumpeenheten (sentrifugalpumpe, med delt aksialhus, enkeltspenn med støtteben)
Pumper er en av de vanskeligste typene oljeraffineriutstyr å reparere og betjene. Det er kjent at normal, problemfri drift av ethvert utstyr i optimale moduser i stor grad ikke bare avhenger av riktig valg og levering av grunnleggende designløsninger ved design og produksjon av maskiner og enheter, men også av forholdene og samsvar med regler for deres drift.

Ved oljeraffinerier brukes pumper til å pumpe olje, petroleumsprodukter, flytende gasser, vann, alkalier, syrer og operere over et bredt spekter av ytelse, trykk og temperatur.

Derfor blir de vanlige kravene til pumper (pålitelighet og holdbarhet i drift, tette forbindelser og feilfri drift av pakkboks eller mekaniske tetninger) i forholdene til disse virksomhetene ekstremt viktige, siden funksjonsfeil i pumper og deres komponenter fører til brudd på det teknologiske regimet av installasjoner, og noen ganger og til ulykker.

Kravene til påliteligheten og holdbarheten til pumper øker, spesielt nå når antall reservepumpeutstyr reduseres kraftig i prosjekter av nye prosessanlegg.

2.4.2 Pumpeklassifisering

På grunn av det store utvalget av design, bruksområder og egenskaper til den pumpede væsken, har det ennå ikke vært mulig å utvikle en enhetlig klassifisering for pumper. Derfor utføres klassifisering i henhold til individuelle egenskaper. Dessuten er klassifiseringen av pumper i forskjellig litteratur ikke alltid identisk med hverandre.

EN) Etter grunnleggende parametere inkluderer slike indikatorer som pumpens nominelle nettoeffekt, nominell strømning og trykk.

Ved kraft og flyt pumper er konvensjonelt delt etter størrelse(Tabell 2.1).

Tabell 2.1 – Pumpestørrelsesindikatorer

Basert på det utviklede trykket skilles pumper med lavt (opptil 10 m), middels (opptil 70 m) og høyt (mer enn 70 m) trykk ved tilsvarende trykk på opptil 0,1; 0,7 og mer enn 0,7 MPa.

B) Som tiltenkt.

Generelle pumper – designet for å pumpe kaldt, rent, ikke-aggressivt vann eller væsker med lignende fysiske og kjemiske egenskaper. Pumper brukes i ulike sektorer av den nasjonale økonomien.

Pumper for transport av suspensjoner – designet for å pumpe nøytrale eller lavaggressive væsker med faste partikler. De brukes i gruveindustrien, konstruksjon, offentlige tjenester, etc. Denne gruppen inkluderer jord, slurry, fekal, masse og andre pumper.

Energipumper – konstruert for drift i termiske kjernekraftverkskretser. Disse inkluderer fôr, kondensat, nettverk og spesialpumper.

Kjemiske pumper – designet for å pumpe rene og forurensede aggressive væsker i kjemisk industri.

Pumper for olje- og petrokjemisk industri – designet for råolje og dens raffinerte produkter over et bredt temperaturområde. Dette er pumper for hovedoljeprodukter, kantflom av oljereservoarer, bensin, flytende gasser, etc.

B) I henhold til driftsprinsippet forsyningselement pumper basert på en kilde er delt inn i dynamisk, volumetrisk Og spesiell , ifølge andre - dynamisk og volumetrisk. En av de mulige klassifiseringene av pumper basert på deres driftsprinsipp er vist skjematisk i figur 2.90.

Figur 2.90 – Klassifisering av pumper etter driftsprinsipp
Dynamiske pumper, deres klassifisering

I dynamiske pumper beveger væsken seg, under påvirkning av hydrodynamiske krefter, i et kammer (åpent volum) som konstant er koblet til pumpens innløp og utløp.

I henhold til typen krefter som virker på det flytende mediet, dynamiske pumper er delt inn i vinge-, friksjons- og elektromagnetiske pumper . I samme litterære kilde er dynamiske pumper delt inn i vinge- og virvelpumper.

Fliket kalles pumper der væske beveger seg på grunn av energien som overføres til den når den strømmer rundt bladene på løpehjulet. Vingepumper, avhengig av arten av kraftinteraksjonen og strømningsretningen i pumpehjulet, er delt inn i: sentrifugal(radial og diagonal) og aksial .

I sentrifugal I pumper har væskestrømmen i området til pumpehjulet en radiell retning og beveger seg hovedsakelig under påvirkning av sentrifugalkrefter.

I aksial I pumper beveger væskestrømmen seg gjennom pumpehjulet i retning av sin akse, dvs. parallelt med rotasjonsaksen og beveger seg i virkningsfeltet til hydrodynamiske krefter som oppstår fra samspillet mellom strømmen og løpehjulet (Figur 2.91).

I pumper friksjon væske beveger seg under påvirkning av friksjonskrefter. Denne gruppen inkluderer virvel-, skive-, scoop-, vibrasjons-, labyrint-, skrue- og jetpumper.

De vanligste blant denne gruppen av pumper er virvel pumper. I noen arbeider er skive-, øse-, vibrasjons-, labyrint-, skrue- og jetpumper klassifisert som en egen gruppe og klassifisert som spesialpumper.

I virvel I pumper skaper bruk av sentrifugalkraft for å pumpe væske og bruk av vingehjul inntrykk av stor likhet mellom en virvelpumpe og en sentrifugalpumpe. I en virvelpumpe skjer imidlertid økningen i energien til den pumpede væsken som et resultat av den turbulente utvekslingen av energi mellom hovedstrømmen ved pumpeinnløpet og sekundærstrømmen i pumpehjulet, dvs. Når pumpen er i drift, fører væsken som fyller pumpehjulet, som et resultat av friksjon, væsken fra sugerøret inn i den ringformede kanalen og flytter den til utløpsfittingen (Figur 2.92).

1 - kropp; 2 – rotor

Figur 2.91 – Diagram av en aksialpumpe

1 - kropp; 2 - kanal; 3 - impeller; 4 og 6 - hull for tilførsel og tømming av væske; 5 – luftutskiller

Figur 2.92 – Vortexpumpe

I elektromagnetiske pumper væske beveger seg under påvirkning av elektromagnetiske krefter. Disse pumpene er først og fremst designet for å pumpe flytende metall i et magnetfelt.

I positiv fortrengningspumpe det flytende mediet beveger seg på grunn av periodiske endringer i volumet av kammeret det opptar, som vekselvis kommuniserer med innløpet og utløpet, dvs. væsken i den beveger seg i separate porsjoner.

Prinsippet for drift av en volumetrisk pumpe er å fortrenge (flytte) et visst arbeidsvolum av væske, derfor kalles de også fortrengningspumper (for eksempel en stempelpumpe der stempelet gradvis fortrenger all væsken i arbeidsvolumet til sylinderen).

Fortrengningspumper er selvsugende; de ​​pumper væsker med lav viskositet og høy viskositet, pastaer, harpikser osv., samt væsker med høyt innhold av gasser og kryogene.

Positive fortrengningspumper er vanligvis delt inn i to grupper - frem- og tilbakegående og roterende. I gjengjeldende I pumper flyttes væske ved påvirkning av et stempel eller membran. Ved hjelp av ventiler kobles sylinderen vekselvis til tilførsels- og trykkrørledningene.

I roterende pumper en eller flere roterende rotorer danner hulrom i pumpekroppen som fanger opp den pumpede væsken og flytter den fra pumpeinnløpet til utløpsrøret.

Rotasjonspumper inkluderer gir (Figur 2.93), skrue- og vingepumper.

1 - lossespor; 2 - sugehull; 3 - trykkrør; 4 – drivgir

Figur 2.93 – Girpumpe
D) Av typen væske som pumpes.

Valg av materialer, design og driftsprinsipp for pumper avhenger av de fysiske og kjemiske egenskapene til de pumpede væskene. Det anbefales å dele inn pumper for pumping:

• rene og lett forurensede nøytrale væsker;
• forurensede væsker og suspensjoner;
• lett gassede væsker;
• gass-væske blandinger;
• aggressive væsker;
• flytende metaller etc.

D) Avhengig av temperaturen pumper for pumpet væske er delt inn i kald (T≤373 K) og varmt (T>373 K).

Den vanligste gruppen av alle disse pumpetypene er sentrifugalpumper. Derfor rettes ytterligere oppmerksomhet mot denne gruppen av pumper.

2.4.3 Sentrifugalpumper

For tiden bruker oljeraffinering og petrokjemiske bedrifter en stor mengde pumpe- og kompressorutstyr (PEC). For eksempel, ved OJSC Syzran Oil Refinery er følgende overvåkede utstyr under teknisk tilsyn: kompressorer - 64 stk., pumper - 872 stk., fartøy og apparater - 1097 stk., total lengde på rørledninger - 386,5 km. Denne fordelingen er typisk for mange oljeraffinerier og petrokjemiske anlegg.

Det skal bemerkes at av hele flåten av pumpeenheter, inntar sentrifugalpumper den ledende rollen.

For å utføre oljeraffineringsprosesser kan mer enn 2000 pumpeenheter av ulike typer og design brukes på bare ett raffineri, hvorav ca. 80 % kan være sentrifugalpumper,

Hovedgruppen av sentrifugalpumper for oljeraffineringsindustrien er preget av følgende parametere: strømning opp til 360 m 3 /t, hode opp til 320 m, installert effekt opp til 500 kW. Kraftigere pumper (opptil 1250 kW) brukes sjelden.

Omtrent 50–55 % av sentrifugalpumpene som opererer i oljeraffinering har en driveffekt som ikke overstiger 100–110 kW.

Sentrifugalpumper kan brukes over et bredt spekter av temperaturer og trykk. Fordelingen av sentrifugalpumper for et av Ufa-raffineriene etter driftstemperatur og trykk viste at pumper brukes fra minusgrader til temperaturer på 300–400 ○ C, og omtrent 40 % av det totale antallet pumper drives i dette området. . Trykkområdet som sentrifugalpumper brukes ved er fra 0,04 til 15 MPa.

Denne utbredte bruken av sentrifugalpumper skyldes en rekke av deres fordeler sammenlignet med andre typer.

En svært betydelig fordel med sentrifugalpumper er deres små dimensjoner og høye rotasjonshastigheter som de bevegelige delene av pumpene fungerer med og væsken beveger seg med.

Fraværet av frem- og tilbakegående bevegelse og treghetskreftene forårsaket av det i sentrifugalpumper gjør det mulig å operere med minimale fundamentstørrelser. I denne forbindelse er kostnadene for selve pumpen, lokaler, innledende installasjon, ytterligere vedlikehold og reparasjoner betydelig mindre enn for en stempelpumpe.

Den neste fordelen med sentrifugalpumper er fraværet av ventiler og andre deler som ofte forårsaker problemer med stempelpumper.

En positiv faktor er også tilstedeværelsen av rotasjonsbevegelse av bare en aksel, dessuten med et stort antall omdreininger uten frem- og tilbakegående bevegelser av noen deler, noe som i stor grad forenkler tilkoblingen til motoren og eliminerer komplekse transmisjonsmekanismer, spesielt når sentrifugalpumpen er direkte koblet til motoren på en aksel.

Det finnes mange typer sentrifugalpumper. Til tross for den grunnleggende likheten i design, har sentrifugalpumper av forskjellige typer en rekke funksjoner som gjør at de kan brukes under forskjellige forhold.

2.4.3.1 Klassifisering og merking av sentrifugalpumper

Sentrifugalpumper kan klassifiseres i henhold til mange av kriteriene ovenfor. I tillegg kan de deles inn (som pumper av andre typer) i henhold til designegenskaper.

Etter designfunksjoner Sentrifugalpumper er delt inn i flere grupper (Figur 2.94).

Figur 2.94 – Klassifisering av sentrifugalpumper

i henhold til designfunksjoner

1. I henhold til plasseringen av akselaksen i rommet er de delt inn i horisontal(Figur 2.95) og vertikal(Figur 2.96). Hovedtyngden av sentrifugalpumper har en horisontal aksel. Pumper med vertikale aksler er hovedsakelig konstruert for å arbeide med spesielt skadelige gassavgivende væsker, da de gir pålitelig tetthet. De brukes også ved pumping av svært tyktflytende produkter, for hvilke det er nødvendig å minimere motstanden i sugeledningen. Vertikale pumper skiller seg fra horisontale pumper i den lille størrelsen på installasjonsområdet; derfor er det lurt å bruke dem på pumpestasjoner med nedfelt maskinrom.

Figur 2.95 – Horisontal utkragende sentrifugalpumpe med interne støtter

Figur 2.96 – Vertikal sentrifugalpumpe

I henhold til metoden for å tilføre væske til hjulet - Med ensidig ogdobbeltsidig sug(Figur 2.97). Under kjemiske produksjonsforhold brukes pumper av den andre typen svært sjelden på grunn av deres designkompleksitet (betydelig lengde, tilstedeværelse av to tetninger, etc.). Fordelene med dobbeltsugepumper kompenserer ikke for disse ulempene.

1 – enkle sugehjul

2 – dobbeltsidig sugehjul

Flertrinnspumper brukes til vannforsyning, hydromekanisering, utpumping av gruvevann, mating av kjeler og i andre teknologiområder hvor det kreves høye trykk. I disse pumpene passerer vann sekvensielt gjennom flere impellere montert i ett hus.

1. I henhold til huskoblingsmetoden – med slutt(se figur 2.95), aksial (horisontal) koblinger (se figur 2.97) og seksjonert. Den aksiale huskoblingen tilfredsstiller kravene til konstruksjon og driftspraksis bedre, da den reduserer størrelsen på stasjonens maskinrom og tillater demontering av sentrifugalpumpen uten å koble den fra sugerørledningen.
2. I henhold til plasseringen av pumpeinnløpet - Med lateral, aksial og bilateral inngang.
3. I henhold til utformingen av pumpehjulet - pumper med åpent impeller, bestående kun av en bøssing med blader; med lukket hjul, hvor skulderbladene er sideveis begrenset av skiver; Med halvt lukket hjul ha en skive på siden motsatt av væskeinntaket i hjulet. Ved kjemiske industrianlegg er det installert pumper med hjul av alle listede typer.

Tabell 2.2 viser de mest karakteristiske designtrekkene for dynamisk pumper – vinge (sentrifugal og aksial) og virvel, som den vanligste.

2.4.3.2 Merking av sentrifugalpumper

Pumpebyggeindustrien i vårt land produserer hundrevis av et bredt utvalg sentrifugalpumper for forskjellige formål. For raskt og korrekt å velge en sentrifugalpumpe for spesifikke produksjonsbehov, er det utviklet flere betegnelsessystemer.

Pumpemerker normal rad er laget i form: det første tallet er diameteren på sugerøret i mm, redusert med 25 ganger og avrundet; etterfulgt av bokstaver som indikerer: N - olje, G - varm; D – første hjul med toveisinngang; B - vertikal; K - konsoll; CE – cantilever, montert i en blokk med en elektrisk motor; M – flertrinn. Det andre tallet er hastighetskoeffisienten eller spesifikk hastighet, redusert med 10 ganger og avrundet. Det tredje tallet er antall trinn; bokstaver på slutten av merkingen: K – sur; C – for flytende gasser.

Eksempler på betegnelse og merking av pumper:

8NG-10x2 – sentrifugalpumpe, sugerørdiameter 200 mm, olje, varm (for væske med en temperatur på 220–400 °C), hastighetsfaktor 100, antall trinn 2.

8NGK-10x1 – sentrifugalpumpe, sugerørdiameter 200 mm, olje, varm, utkrager, hastighetsfaktor 100, antall trinn 1.

14NGD-10x3 – sentrifugalpumpe, sugerørdiameter 350 mm, olje, varm, første hjul med dobbelt inntak.

8ND-10x5 – sentrifugalpumpe, sugerørdiameter 200 mm, olje (temperatur 3/t, og nominelt trykk, m væskekolonne.

Eksempler på symboler: en utkragende pumpe med en strømning på 125 m 3 /t og en fallhøyde på 30 m er betegnet som følger: K 125 - 30 eller K 125/30, og en horisontal avføringspumpe med samme indikatorer er FG 125 - 30 eller FG 125/30.

Pumpemerke K 20/18-5-U3: 20 – flow, m3/h; 18 – hode, m.

Flertrinns seksjonspumper er betegnet CNS. For eksempel merke CNS 180-212: CNS – sentrifugal seksjonspumpe; tilførsel Q=180 m3/h; hode H =212 m.

Sentrifugalpumpe K65-50-160/2 Pumpebetegnelsen betyr: K – utkrager; 65-50 – innmating m 3 /t ved dreiing av løpehjulet; 160 – hode i m; 2 – moderniseringsindeks.

Følgende markeringer er også brukt: Pumpemerke KM 65-50-160a/2-5-U3:

KM – horisontal konsoll monoblokkpumpe; 65 – diameter på innløpsrøret, mm; 50 - diameter på utløpsrøret, mm; 160 - nominell diameter på pumpehjulet, mm; a – symbol på pumpehjulet med dreining, som sikrer drift av enheten i den midtre delen av "Q-H"-feltet; 2 - symbol på antall omdreininger til den elektriske motoren:

• 2 ved n = 2900 rpm;
• 4 ved n = 1450 rpm;

5 - enkel mekanisk tetning; U3 - klimatisk versjon og plasseringskategori under drift i henhold til GOST 15150-69; P – brannversjon med myk pakkboks.

Pumpemerke KM 50-32-200:

50 – diameter på innløpsrøret, mm; 32 - diameter på utløpsrøret, mm; 200 – nominell impellerdiameter, mm.

I dag er følgende bokstavbetegnelse på pumpemerker akseptert: generell destinasjoner:

K – ett-trinns fribærende pumpe;

B - pumpe, ett-trinns, vertikal, utkraging;

D - ett-trinns pumpe med dobbeltsidig impeller;

CNS – seksjons flertrinns pumpe;

CN – flertrinns pumpe;

VK – virvelpumpe, cantilever;

CV - sentrifugal virvelpumpe;

SVN – selvsugende virvelpumpe.

2.4.3.3 Driftsprinsipp og design av sentrifugalpumper

Sentrifugalpumpen er vist skjematisk i figur 2.98. I et spiralhus 1 av støpejern roterer en aksel 8, drevet av en elektrisk motor, en dampturbin eller en forbrenningsmotor (direkte eller gjennom en kileremdrift). Et løpehjul 3 med blader er festet til akselen, mellomrommene mellom disse danner kanaler for passasje av væske.

1 - kropp; 2 – sugekobling; 3 - impeller; 4 – utløpsarmatur;

5 - ventil; 6 - tilbakeslagsventil; 7 - trykkmåler; 8 - skaft; 9 - vakuummåler;

10 – inntaksventil med netting

Figur 2.98 – Sentrifugalpumpe
Det er to beslag i huset - 2 og 4. En av dem er plassert langs den horisontale aksen til huset (aksen ligger på fortsettelsen av akselaksen), og den andre er tangentiell til husspiralen, ved punktet av sin største avstand fra sentrum. Den første beslaget brukes til å introdusere væske i pumpen (en sugerør er festet til den), den andre er en utløpsledning.

En ventil 5 er installert på utløpsrørledningen, som tjener til å stenge rørledningen og regulere pumpens ytelse. En tilbakeslagsventil 6 er plassert over den. Når pumpen plutselig stopper, forhindrer den omvendt flyt av væske og beskytter derved pumpen mot hydraulisk støt, som kan forårsake pumpesvikt. Ved enden av sugerørledningen, nedsenket i væske, er det en sugeventil 10, som hindrer væske i å strømme ut av sugerørledningen og pumpen når denne stoppes.

Hvis det indre rommet til pumpen og dens sugerør er fylt med væske, vil bladene medføre væsken når pumpehjulet roterer, og den resulterende sentrifugalkraften kaster den inn i spiralkanalen (den såkalte "volutten") til pumpen. bolig. Ved å bevege seg langs kanalen, kommer væsken inn i utslippsfittingen og fra den inn i utslippsrørledningen. Som et resultat av frigjøring av den transporterte væsken inn i utslippsrørledningen, dannes et vakuum i sugehulen, og væsken fra tanken eller apparatet som tømmes begynner å stige i sugerøret inn i pumpen. Dermed etableres prosessen med jevn pumping av væske.

Trykket (trykket) som utvikles av sentrifugalkraften i en pumpe i drift er direkte proporsjonal med kvadratet på pumpehjulets hastighet.

Skjematisk består en sentrifugalpumpe av et løpehjul 4 (figur 2.99), utstyrt med blader og installert på en aksel 1 i et spiralhus 5. Flytdiagrammet for væske i pumpehuset er vist i figur 2.100.

1 - skaft; 2 - utløpsrør; 3 - blad; 4 - impeller; 5 - kropp

Til tross for det store utvalget av design, består sentrifugalpumper (Figur 2.101) av følgende hovedkomponenter og deler: hus, rotor med impeller, lagre, endeakseltetninger, impellertetninger, koblinger.

Figur 2.101 – Sentrifugal ettspenns horisontal flertrinnspumpe med en aksial kobling og et væskeinntak på siden med et spiralhus
Grunnleggende elementer i sentrifugalpumper.

Hovedsakelig brukt spiral og seksjon hus.

Spirkehus brukes til ett-trinns (enkelt impeller) og flertrinns pumper. Huset til en volutt-type pumpe er en kompleks del som består av skjell av forskjellige former, en rekke forskjellig belastede og faste plater med vilkårlig form, etc. Et slikt hus for en utkragende pumpe kan lages enten i form av en separat støping, eller med et deksel og rør (Figur 2.102). Pumper med gjennomgående aksel, dvs. enkeltspenn, når pumpehjulet eller hjulene er plassert mellom lagre (støtter) har et spiralhus som består av to deler: den nedre delen og dekselet, forbundet med hverandre med pinner (Figur 2.103).

Figur 2.102 – Volutthus til en utkragende pumpe
.

Figur 2.103 – Volutthus til en enkeltspennspumpe
Tilstedeværelsen av et skilleplan og plasseringen av innløps- og utløpsrørene i den nedre delen av huset skaper en viss bekvemmelighet for demontering og montering av pumpen. Pumpehus av rulletype kan lages med forskjellige plasseringer av innløps- og utløpsrør.

Volutthusene til flertrinnspumper (se figur 2.101, 2.103, 2.104) har mange vanlige løsninger med husene til etttrinnspumper. De representerer støpegods av komplekse former. Trinnene er forbundet med overføringskanaler laget i støping eller ved bruk av overføringsrør. Volutthusene til store og mellomstore pumper har en horisontal kobling i et plan som går gjennom pumpens akse, noe som gjør det mulig å demontere, montere og overvåke tilstanden til de interne vannforsyningskanalene til pumpen uten å demontere rørledningene på stedet.

Figur 2.104 – Horisontal sentrifugalkobling

Hvis det er en kobling, støpes innløps- og utløpsrørene til pumpen i den nedre delen av huset. Støtteben og braketter for å feste lagerhuset er også festet til det. Oftest er rørene plassert horisontalt og rettet i motsatte retninger. Det er hull i den nedre delen av huset for å tømme pumpen fullstendig.

Husdekselet må ha tilsvarende hull for luftutløsning. Når pumpen er i gang, lukkes disse hullene med plugger.

For å transportere pumpene i huset lages det spesialbosser i form av kroker, øyne i stivere eller bosser for øyebolter.

Seksjonshuset er et sett med seksjoner med koblinger i plan vinkelrett på pumpeaksen, innløps- og utløpsdeksler forbundet med hverandre med strekkstenger. Innløps- og utløpsdekslene er de grunnleggende delene av pumpen. Dekslene har henholdsvis innløps- og utløpsrør. Et utsnitt av seksjonspumpen er vist i figur 2.105.

Figur 2.105 – Tverrsnitt av en seksjonspumpe
Pumpe rotor.

Rotoren (Figur 2.106) til en vingepumpe er en separat monteringsenhet, som i stor grad bestemmer effektiviteten, påliteligheten og holdbarheten til pumpen.

Figur 2.106 – Flertrinns pumperotor

Den grunnleggende delen av rotoren er vanligvis en to-støtteaksel som impellere, beskyttelsesbøssinger, en koblingshalvdel og andre små deler festet til akselen er installert på. Med en utkragende rotordesign (Figur 2.107a) plasseres pumpehjulet på enden av akselen og festes på den i aksial retning med en mutter, som samtidig tjener som en kledning.

I ett-trinns pumper med en gjennomgående aksel (Figur 2.107b) er pumpehjulet vanligvis installert i lik avstand fra støttene. I flertrinnspumper (figur 2.107, c, d), avhenger plasseringen av hjulsettet av pumpens utforming. Skovlhjulene til trinnene hviler mot akselskulderen og er sikret i aksial retning gjennom foringer med runde muttere.

I pumper som pumper varme væsker, er det anordnet et gap på 0,5–1,0 mm mellom settet med pumpehjul og trykkbøssingen for å kompensere for termisk utvidelse av rotordelene.

a – utkragende pumperotor; c - rotor til en ett-trinns pumpe med ett spenn;

c, d – rotorer til flertrinns ettspennspumper

Figur 2.107 – Pumperotorer
Beskyttelseshylsene er enten skrudd på akselen eller presset aksialt med runde muttere.

Ved drivenden av akselen, som har en sylindrisk eller konisk form, er det installert en halvkobling som kan festes i aksial retning med en rund mutter. De fleste av rotordelene er festet på akselen. Deler som er montert uten nøkkelforbindelse, må sikres forsvarlig mot rotasjon.

Avhengig av utformingen av pumpen, er rotorene tilgjengelige med ensidig (innløpstraktene til pumpehjulene er rettet i én retning) og symmetrisk arrangement av pumpehjul.

I det siste tilfellet flyttes løpehjulene fra hverandre parvis av innløpstrakter i motsatte retninger.

Løpehjulet konverterer den mekaniske energien til drivverket til den hydrauliske energien til den pumpede væsken.

Impellere er av radial, diagonal og aksial type. Et løpehjul av lukket type (Figur 2.108a, 2.109) består av en drivenhet 3 og drevne 1 skiver med blader 2 plassert mellom dem. gjort integrert med hoveddisken (driveren). Det åpne pumpehjulet (Figur 2.108c) har ikke skiver, og bladene er festet til hylsen, på samme måte som pumpehjulet til en aksialpumpe.


a, b, c - sentrifugal (a - lukket type; b - halvåpen type; c - åpen type); d – virvelpumpe; d - aksialpumpe;

1 - drevet disk; 2 - blad; 3 – kjøredisk

Figur 2.108 – Skjemaer av impellere til dynamiske pumper

Figur 2.109 – Lukkede impellere
Antall blad er vanligvis fra seks til åtte, men for pumper beregnet for pumping av forurensede væsker reduseres antallet til to eller fire. Dette øker tverrsnittet av kanalene for passasje av suspenderte partikler. Formen og dimensjonene til hjulets strømningsbane bestemmes ved beregning. Samtidig tas dens mekaniske styrke og produksjonsevne i betraktning.

Avstanden mellom hjulet og dekselet skal være minimal, men sørg for fri (uten friksjon) rotasjon av hjulet. Vanligvis er det valgt i området 0,4–0,6 mm. Når gapet øker, øker mengden væske som strømmer fra trykkhulen inn i sugehulen under påvirkning av trykkforskjellen.

Forhjulskiven har en bearbeidet sylindrisk overflate, som den passer inn i pumpehusdekselet. Lokket har på sin side en tetningsring presset inn i seg.

Hovedformålet med foringer er å beskytte akselen mot korrosjon, erosjon og slitasje. Det finnes et bredt utvalg av foringer i henhold til deres formål og designegenskaper. De mest ansvarlige er akselbøssingene i området til akselendepakningene. Avhengig av type tetning endres også formålet med foringene.

I pumper er tre typer koblinger mest vanlige: elastisk, elastisk-finger og gir. Alle sentrifugalpumper i henhold til standarden er utformet for å drives av elektriske motorer med direkte tilkobling med en elastisk kopling (Figur 2.110). Imidlertid kan pumper av K-type også leveres med remskive for remdrift.

A – elastiske membraner laget av rustfritt stål; B - beskyttelsesbøssinger, overbelastningsbeskyttelse; C - anti-korrosjonsbehandling; D – membranenheter for å lette installasjonen; E – tett montering av bolter for å opprettholde balanseegenskaper

Figur 2.110 – Elastiske platekoblinger for tilkobling av aksler fra John Crane (England) )

Takket være bruken av elastiske elementer av nye design, tillater koblingene økt feiljustering av akselaksene, radielle og aksiale forskyvninger sammenlignet med kjente standardelementer. Utformingen av koblingene gjør dem enkle å installere og reduserer installasjonstiden.

Akselendetetninger.

For å forsegle pumpeakselen på punktene der den kommer ut av huset, leveres endetetninger som:

• forhindre lekkasje av den pumpede væsken fra pumpen;
• ikke la luft komme inn i pumpen når sistnevnte arbeider med vakuum ved innløpet;
• sørge for akselkjøling ved pumping av varme væsker for å forhindre oppvarming av akseltappene i lagrene;
• sørge for fullstendig tetning av akselen ved pumping av giftige eller eksplosive væsker.

Endetetninger er en av de viktigste komponentene i pumpen, som kjennetegner påliteligheten til driften.

Med alle de forskjellige designene kan endeforseglinger deles inn i tre grupper:

• kontakt;
• kontaktløs;
• kombinert.

Kontaktpakninger delt i pakkboks, mekaniske og flytende ringpakninger.

Mekaniske tetninger er for tiden de mest brukte, da de gir nesten fullstendig tetthet.

Mekaniske tetninger har mange designvarianter. Mekaniske tetninger er enkle (figur 2.110, 2.111), doble (figur 2.112), enkelt-trinns, to-trinns, etc.



1 - stasjonært friksjonspar; 2 - roterende friksjonspar; 3 - klemme; 4 - ring; 5 - våren; 8 - trykkring; 7, 9 − V-ring; 10 - trykkring; 6, 11, 12 - skrue

Figur 2.110 – Diagram av en enkelt mekanisk tetning









Figur 2.112 – Skjema for en dobbelt mekanisk tetning av tandemtype
Tetningen utføres mellom ikke-roterende 1 og roterende 2 deler, som presses mot hverandre av fjær 3 (belg 4). Den roterende ringen er festet til pumpeakselen, og den ikke-roterende ringen kan bevege seg i aksial retning. Det finnes andre design for å feste ringene til akselen. Forseglingen av deler som er stasjonære i forhold til hverandre utføres med ringer laget av gummi eller plast.

Det aksialt bevegelige elementet er sentrert i huset langs en gummiring med sirkulært tverrsnitt, på grunn av hvilken det kan bevege seg langs overflaten av det stive elementet.

Impellerpakninger.

Impellertetningen til en sentrifugalpumpe tjener til å redusere volumetriske tap og øke effektiviteten ved å redusere vannlekkasje fra trykkdelen til sugedelen gjennom gapet mellom rotoren og statoren. Berøringsfrie tetninger av sportype brukes vanligvis som løpehjulspakninger.

Deres tetningseffekt er basert på bruken av hydraulisk motstand til ringchoker med liten radiell klaring. Den radielle klaringen antas å være minimal forutsatt at pålitelig montering og drift uten metallkontakt mellom de roterende og stasjonære elementene til pumpen er sikret.

Figur 2.113 viser diagrammer over spaltetetninger brukt i sentrifugalpumper. Halstetningen består av en O-ring og en beskyttelsesring, montert henholdsvis i pumpehuset og på pumpehjulet. Ringene presses eller festes med skruer på en slik måte at det dannes et gap med et gap mellom deres tetningsflater.


a – rett; b - kantet;

1 - pumpehus; 2 - tetningsring; 3 - impeller; 4 – beskyttelsesring

Figur 2.113 – Halstetninger på pumpehjulet
Materialet til tetnings- og beskyttelsesringene må ha god slitestyrke, erosjons- og korrosjonsbestandighet, samt motstand mot slitasje ved mulig kontakt med roterende og stasjonære overflater eller metallinneslutninger som kommer inn i spalten.

De aller fleste pumper bruker eksterne lagerstøtter.

Alle lagre er delt inn i to grupper: radiell– absorbere radielle krefter, og vedvarende– motta aksiale krefter som virker på rotoren.

For små og mellomstore pumper brukes kule- og rullelager som radielle støtter (Figur 2.114). Deres viktigste fordeler er minimale friksjonstap, små størrelser, enkel utskifting og evnen til mange rullelagre til å absorbere ikke bare radielle, men også aksiale krefter.



Figur 2.114 − Kulelager

Ved høye perifere hastigheter reduseres ytelsen til kulelager kraftig. I tillegg, når lageret svikter, svikter vanligvis rotoren. Derfor, for kritiske pumper, brukes hylselager ofte som radialstøtter, som, hvis de er riktig installert og betjent, har en nesten ubegrenset levetid.

I de fleste design av flertrinnspumper brukes to vinkelkontaktkulelagre for å absorbere ubalansert aksialkraft, og oppfatte kraft i to retninger.

Trykklageret er vanligvis plassert på den frie enden av pumpeakselen i et felles hus med radiallager.

For tiden fortsetter arbeidet med utviklingen av nye pumpedesign.

Bibliografi

1. Teknologi og utstyr for prosesseringsprosesser for olje og gass: lærebok / S.A. Akhmetov [og andre]; utg. S.A. Akhmetov. – M.: Nedra, 2006. – 868 s.
2. Oil Refiner's Handbook: referansepublikasjon / redaktør: G.A. Lastovkin, E.D. Radchenko, M.G. Rudin. – L.: Kjemi, 1986. – 648 s.
3. Kasatkin, A.G. Grunnleggende prosesser og apparater innen kjemisk teknologi: en lærebok for universiteter / A.G. Kasatkin. – 14. utg., slettet. – M.: Alliance, 2008. – 753 s.
4. Lashchinsky, A.A. Design av sveisede kjemiske apparater: referansebok / A.A. Lashchinsky; utg. A.R. Tolchinsky. – 3. utg., slettet. – M.: Alliance, 2011. – 384 s.
5. Beregninger av hovedprosesser og apparater for oljeraffinering: referansebok / G.G. Rabinovich, P.M. Ryabykh, P.A. Khokhryakov; utg. E.N. Sudakov. – 3. utgave, revidert. og tillegg – M.: Kjemi, 1979. – 566 s.
6. Faramazov, S.A. Utstyr for oljeraffinerier og dets drift: en lærebok for tekniske skoler / S.A. Faramazov. – 2. utg., revidert. og tillegg – M.: Kjemi, 1984. – 328 s.
7. Dytnersky, Yu.I. Prosesser og apparater for kjemisk teknologi: i 2 bøker: lærebok for høyskoler / Yu.I. Dytnersky. – M.: Kjemi, 1995.
8. Maskiner og apparater for kjemisk produksjon: undervisning for universiteter / I.I. Ponikarov [og andre]. – M.: Mashinostroenie, 1989. – 368 s.
9. Ponikarov, I.I. Maskiner og apparater for kjemisk produksjon og olje- og gassbehandling: en lærebok for universiteter / I.I. Ponikarov, M.G. Gainulin. – 2. utg., revidert. og tillegg – M.: Alfa-M, 2006. – 608 s.
10. Skall- og rørvarmevekslere for generelle og spesielle formål: katalog / VNIIneftemash. – M.: TsINTIkhimneftemash, 1991 – 106 s.
11. Industrielt skall-og-rør varmevekslerutstyr: katalogkatalog / B.L. Golavachev, G.A. Margashin, V.V. Pugach; redigert av A.Yu. Suchkova; VNIIneftemash. – M.: Iitek LTD, 1992.-265 s.
12. Entus, N.R. Rørformede ovner i oljeraffinering og petrokjemisk industri: vitenskapelig publikasjon / N.R. Entus, V.V. Sharikhin. – M.: Kjemi, 1987. – 304 s.
13. Rørformede ovner: katalog / VNIIneftemash. – M.: TsINTIkhimneftemash, 1998 – 27 s.
14. Kuzeev, I.R. Design av en sentrifugalpumpe: lærebok / I.R. Kuzeev, R.B. Tukaeva, U.P. Gaidukevich; USPTU. – Ufa, 2001. – 79 s.
15. Akhmetov, S.A. Teknologi for dyp prosessering av olje og gass: lærebok for universiteter / S.A. Akhmetov. – Ufa: Gilem, 2002. – 672 s.
16. Rakhmilevich, Z.Z. Pumper i kjemisk industri: referansepublikasjon / Z.Z. Rakhmilevich. – M.: Kjemi, 1990. – 240 s.
17. Berlin, M.A. Reparasjon og drift av oljeraffineripumper: vitenskapelig publikasjon / M.A. Berlin. – M.: Kjemi, 1970. – 280 s.
18. Malyushenko, V.V. Energipumper: referansehåndbok / V.V. Malyushenko, A.K. Mikhailov. – M.: Energoizdat, 1981. – 200 s.
19. Pumper: referansehåndbok / utg. V.V. Malyushenko; kjørefelt med ham. V.V. Maljusjenko. – M.: Mashinostroenie, 1979. – 502 s.
20. Olje sentrifugalpumper: katalog / VNIINeftemash, TsINTIkhimneftemash. – 2. utgave, rev. og tillegg – M.: TsINTIkhimneftemash, 1980. – 52 s.
21. Malyushenko, V.V. Dynamiske pumper: atlas / V.V. Maljusjenko. – M.: Maskinteknikk, 1984. – 84 s.
22. Mikhailov, A.K. Vane pumps: Teori, beregning og design: vitenskapelig publikasjon / A.K. Mikhailov, V.V. Matjusjenko. – M.: Mashinostroenie, 1977. – 288 s.
23. Rakhmilevich, Z.Z. Håndbok i mekanikk for kjemisk og petrokjemisk produksjon: referansepublikasjon / Z.Z. Rakhmilevich, I.M. Radzin, S.A. Faramazov. – M.: Kjemi, 1985. – 592 s.

• Dekorere endene av en glatt tråd. Del 2. Det beste alternativet for å dekorere endene av selen for å feste en lås eller anheng til dem er caps de gir selen et ferdig utseende av høy kvalitet. Det er flere måter å designe endene på selen på: 1. Bruke pinner – dette er den mest optimale måten […]
• Lov 183-z Artikkel 1. Grunnleggende begreper brukt i denne loven og deres definisjoner Artikkel 2. Republikken Hviterusslands lovgivning om sivilforsvar Artikkel 3. Organisering og gjennomføring av sivilforsvar Artikkel 4. Sivilforsvarets hovedoppgaver Kapittel 2. Fullmakter til republikkens president [...]
• Banken har sperret kontoen. Hva å gjøre? I praksis oppstår det ofte situasjoner når en bank sperrer en bedrifts konto. Hvordan forhindre kontoblokkering og hvordan fjerne blokkering av en nåværende konto? Som praksis viser, har situasjoner nylig blitt hyppigere når en bank på eget initiativ sperrer en konto […]
• Uomtvistelig innkreving av gjeld basert på en notars tvangsfullbyrdelse Føderal lov nr. 360-FZ datert 3. juli 2016 "Om endringer i visse lovverk i den russiske føderasjonen" endret noen bestemmelser i den russiske føderasjonens grunnleggende lovgivning om notarius publicus nr. 4462-1 datert 11. februar […]
• OPPSTELSE AV PENSJONIST. Er arbeidsgivers handlinger lovlige? Når en ansatt når pensjonsalder, betyr det slutten på karrieren og pensjonering, ellers oppsigelse. Imidlertid fortsetter flere og flere pensjonister i det moderne livet sine arbeidsaktiviteter. Vi vil gjerne trekke oppmerksomheten din [...]
• Emne 3. Obligasjoner. Statsgjeldsforpliktelser 3.5. Foretaksobligasjoner Som andre typer rentepapirer representerer bedriftsobligasjoner forpliktelser til å tilbakebetale gjeld og renter ved forfall. Midler samlet inn gjennom utstedelse av obligasjoner […]
• Ordre fra departementet for økonomisk utvikling i Den russiske føderasjonen datert 28. januar 2011 N 30 "Ved godkjenning av prosedyren for å gjennomføre planlagte inspeksjoner ved bestilling av levering av varer, utførelse av arbeid, levering av tjenester for kundenes behov" (Registrert hos Justisdepartementet i Den russiske føderasjonen 17. mars 2011 N 20162) Registrert hos Justisdepartementet i Den russiske føderasjonen 17. mars 2011 N 20162 […]
• Frakturer, førstehjelp ved brudd Alle traumatiske brudd kan deles inn i 3 typer: lukket brudd, åpent brudd (hvis kroppens ytre integument er skadet) og intraartikulært brudd (hvis bruddlinjen går gjennom leddoverflaten og blod samler seg i leddkapselen, […]

Federal Agency for Education

Statens utdanningsinstitusjon for høyere profesjonsutdanning

NIZHNY NOVGOROD STATE TEKNISK UNIVERSITET

Dzerzhinsky polytekniske institutt

Avdeling for "Maskiner og apparater for kjemiske og næringsmiddelteknologier"

FORKLARENDE MERKNAD

FOR KURSARBEID I DISIPLINEN

"HYDRAULIKK OG HYDRAULIKKE MASKINER"

ALTERNATIV 1.5

Fullført av en student fra gruppe 04-MAPP

Kabanshchikov D.

Prosjektleder Sukhanov D.E.

Prosjektet er beskyttet med en vurdering på ____________

Dzerzhinsk

Introduksjon

1. Startdata for beregning

2. Pumpeinstallasjonsskjema

Innledende informasjonsskjema

4. Beregning av hydrauliske egenskaper til kretsen

4.1 Beregning av rørledningsdiametre

2 Trykktap i rørledningen

3 Beregning av hydraulisk motstand langs fellesgrenen

3.1 Hodetap på grunn av friksjon

3.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

4 Beregning av hydraulisk motstand for 1 gren

4.1 Hodetap på grunn av friksjon

4.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

5 Beregning av hydraulisk motstand for 2 grener

5.1 Hodetap på grunn av friksjon

5.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

6 Beregning av hydraulisk motstand for 3 grener

6.1 Hodetap på grunn av friksjon

4.6.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

7 Velge en standard hydraulisk maskin

Vedlegg 1: Spesifikasjon for pumpetegningen

Introduksjon

En hydraulisk maskin er en maskin som gir mekanisk energi til væsken som strømmer gjennom den (pumpe), eller mottar deler av energien fra væsken og overfører den til arbeidslegemet for nyttig bruk (hydraulisk motor).

Driften av en pumpe er preget av dens strømning, trykk, kraft, effektivitet og rotasjonshastighet.

Tilførsel - væskestrøm gjennom trykkrøret (utløpet).

Trykk er forskjellen i energi per vektenhet væske i strømningsdelen etter pumpen og foran den:

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

Effekt er energien som tilføres pumpen fra motoren per tidsenhet:

Pumpeeffektivitet er forholdet mellom nyttig kraft og forbrukt kraft:

η = Nп/N.

Grafiske avhengigheter av trykket, akselkraft og pumpeeffektivitet på ytelsen ved konstant hastighet kalles pumpeegenskaper. Når du velger en pumpe, er det nødvendig å ta hensyn til egenskapene til nettverket, det vil si rørledningen og enhetene som væsken pumpes gjennom. Nettverkskarakteristikken uttrykker forholdet mellom fluidstrømningshastigheten Q og trykket H som kreves for å bevege fluidet gjennom et gitt nettverk. Hodet kan defineres som summen av den geometriske høyden til tilførselen Hg og trykktapet hk. Punktet der egenskapene skjærer hverandre kalles operasjonspunktet. Det tilsvarer den høyeste pumpeytelsen ved drift på et gitt nettverk. Hvis det kreves høyere ytelse, er det nødvendig å enten øke hastigheten på den elektriske motoren eller erstatte denne pumpen med en pumpe med høyere kapasitet. Pumpen må velges slik at driftspunktet tilsvarer nødvendig ytelse og trykk i området med størst effektivitet.

For å endre driftsmodusen til pumpen, er det nødvendig å endre egenskapene til pumpen eller pumpeenheten. Denne endringen i egenskaper for å sikre den nødvendige flyten kalles regulering.

Regulering med ventil (gasspjeld)

La oss anta at pumpen skal ha en strømning ikke QA, tilsvarende punkt A i skjæringspunktet mellom pumpekarakteristikken og karakteristikken til pumpeenheten, men QB (fig. 1). La 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.

Dermed forårsaker regulering av pumpedrift ved struping ytterligere energitap som reduserer effektiviteten til installasjonen. Derfor er denne reguleringsmetoden uøkonomisk. På grunn av sin eksepsjonelle enkelhet har imidlertid gassregulering blitt mest utbredt.

Bilde 1. Pumperegulering ved struping

Regulering ved å endre pumpehastigheten

Endring av pumpehastigheten fører til en endring i dens egenskaper og følgelig til en endring i driftsmodus (fig. 2). For å implementere regulering ved å endre hastigheten, kreves motorer med variabel hastighet.

Slike motorer er DC-elektriske motorer, damp- og gassturbiner og forbrenningsmotorer. De vanligste asynkrone elektriske motorene med en ekorn-burrotor tillater praktisk talt ikke endringer i hastigheten. En endring i antall omdreininger brukes også ved å inkludere en motstand i rotorkretsen til en asynkronmotor med faserotor, samt en væskekobling installert mellom motoren og pumpen.

Å regulere driften av pumpen ved å endre hastigheten er mer økonomisk enn å regulere den ved å strupe. Selv bruken av væskekoblinger og motstand i rotorkretsen til en asynkronmotor, forbundet med ytterligere effekttap, er mer økonomisk enn gassregulering.

Figur 2. Pumpekontroll ved å endre hastigheten.

Bypass kontroll

Det utføres ved å omgå en del av væskestrømmen som tilføres av pumpen fra trykkrørledningen til sugerørledningen gjennom en bypassrørledning som ventilen er installert på. Når graden av åpning av denne ventilen endres, endres strømningshastigheten til den forbipassede væsken og følgelig strømningshastigheten i det eksterne nettverket. Energien til fluidet som passerer gjennom bypass-rørledningen går tapt. Derfor er bypass-kontroll uøkonomisk.

Justering ved å vri knivene

Den brukes i mellomstore og store aksialpumper med roterende skovler. Når bladene dreies, endres egenskapene til pumpen og følgelig dens driftsmodus (fig. 3). Effektiviteten til pumpen endres bare litt når bladene dreies, så denne kontrollmetoden er mye mer økonomisk enn gassregulering.

Figur 3. Justering av pumpen ved å endre vinkelen på bladene.

Minst effekt oppnås ved regulering ved endring av turtall, noe mer effekt oppnås ved regulering ved struping, høyest oppnås ved regulering av bypass: NB rev.< 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.

Figur 4. Sammenligning av effektiviteten til ulike pumpekontrollmetoder

1 Startdata for beregning

Seksjonslengder:= 4 m; 12 = 8 m; 13 = 10 m; 14 = 0,5 m; 15 = 1 m; l6 = 1 m.

Merking for installasjon av mottakstanker: = 2 m; z2 = 4 m; z3 = 6 m.

Fritt trykk ved forbrukspunkter: = 3 m; H2 = 3 m; H3= 2 m.

Væskestrømningshastigheter i områder: = 100 m3/h; Q2= 200 m3/h; Q3= 50 m3/t.

Diffusoråpningsvinkel α = 60º.

Varmevekslerlengde Ltr = 1,8 m.

Diameter på ekspansjonstanken dр = 0,6 m.

3. Innledende informasjonsskjema

Antall grener - 3.

Tilstanden til rørene er med lett korrosjon.

Kjennetegn på lokale motstander

To-rørs varmeveksler ("rør i rør"): gren 3, lengde på varmevekslerseksjoner - 1,8 m, antall seksjoner - 4.

Flip flop:

gren 1, vinkel 90º,

gren 1, vinkel 90º,

gren 2, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º,

gren 3, vinkel 90º.

Rørinngang:

felles gren, inngangsvinkel 0°,

felles gren, inngangsvinkel 0°,

gren 1, inngangsvinkel 0°,

gren 3, inngangsvinkel 0°.

Utgang fra røret:

felles gren, utgangsvinkel 0°,

gren 1, utgangsvinkel 0º,

gren 2, utgangsvinkel 0º,

gren 3, utgangsvinkel 0º.

Plutselig utvidelse:

felles gren, ekspansjonsbeholder diameter dр = 0,6 m.

Plutselig sammentrekning:

gren 2, ekspansjonsbeholderdiameter dр = 0,6 m.

Diffuser:

gren 2, åpningsvinkel α = 60º.

4. Beregning av hydrauliske egenskaper til kretsen

Beregning av kretsens hydrauliske parametere er nødvendig for å bestemme energikostnadene for å flytte væske og velge en standard hydraulisk maskin (pumpe).

1 Beregning av rørledningsdiametre

Den gitte teknologiske ordningen inneholder beholdere plassert i forskjellige høyder, en sentrifugalpumpe og en kompleks forgrenet rørledning med avstengnings- og kontrollventiler installert på den og inkluderer en rekke lokale motstander. Det anbefales å starte beregningen ved å bestemme diameteren til rørledningen ved å bruke formelen:

di = √ 4Qi /(πw) , (1)

hvor Qi er middels strømningshastighet for hver gren, m3/s;

wi - væskehastighet, m/s.

For å finne strømningshastigheten til den vanlige grenen Q0, m3/h, bruk følgende formel:

hvor Qi er strømningshastigheten til den tilsvarende grenen, m3/h.

Q0 = Q1 + Q2 + Q3 = 100 + 200 + 50 = 350 m3/t.

For å utføre beregninger, konverteres strømningshastigheten Qi fra m3/h til m3/s:

Q0 = 350 m3/t = 350/3600 = 0,097 m3/s,

Q1 = 100 m3/t = 100/3600 = 0,028 m3/s,

Q2 = 200 m3/t = 200/3600 = 0,056 m3/s,

Q3 = 50 m3/t = 50/3600 = 0,014 m3/s.

I praksis, for medier som pumpes av pumper, anbefales det å ta en økonomisk hastighetsverdi på ≈ 1,5 m/s.

Diametrene til rørledninger langs grener beregnes ved hjelp av formel (1):

d1= (4 0,028)/(π 1,5) = 0,154 m = 154 mm,

d2= (4 0,056)/(π 1,5) = 0,218 m = 218 mm,

d3= (4 0,014)/(π 1,5) = 0,109 m = 109 mm,

d0= (4 0,097)/(π 1,5) = 0,287 m = 287 mm.

Basert på de beregnede verdiene av di, er nærmeste standard rørdiameter dсi valgt i henhold til GOST 8732 - 78 for sømløse varmvalsede stålrør.

For den første grenen, et sømløst varmvalset stålrør med en ytre diameter på 168 mm, med en veggtykkelse på 5 mm, laget av stål 10, produsert i henhold til gruppe B i GOST 8731 - 74:

Rør 168x5 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

For den andre grenen, et sømløst varmvalset stålrør med en ytre diameter på 245 mm, med en veggtykkelse på 7 mm, laget av stål 10, produsert i henhold til gruppe B i GOST 8731 - 74:

Rør 245x7 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

For den tredje grenen, et sømløst varmvalset stålrør med en ytre diameter på 121 mm, med en veggtykkelse på 4 mm, laget av stål 10, produsert i henhold til gruppe B i GOST 8731 - 74:

Rør 121x5 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74

For den generelle grenen, et sømløst varmvalset stålrør med en ytre diameter på 299 mm, med en veggtykkelse på 8 mm, laget av stål 10, produsert i henhold til gruppe B i GOST 8731 - 74:

Rør 299x 8 GOST 8732 - 78

B10 GOST 8731 - 74.

Beregninger av indre diametre di, mm, gjøres i henhold til formelen:

di = Di - 2 b, (3)

hvor Di er den ytre diameteren til den tilsvarende rørledningen, m;

b - veggtykkelse, m.

d0 = 299-2 8 = 283 mm = 0,283 m,

d1 = 168-2 5 = 158 mm = 0,158 m,

d2 = 245-2 7 = 231 mm = 0,231 m,

d3 = 121-2 4 = 113 mm = 0,113 m.

Siden de indre diametrene til standardrørene avviker fra verdiene beregnet ved hjelp av formel (1), er det nødvendig å avklare væskestrømningshastigheten w, m/s ved å bruke formelen:

wi = 4·Qi/(π·d2сti), (4)

der dсi er beregnet standard indre diameter for hver rørledningsgren, m;

Qi er strømningshastigheten til mediet for hver gren, m3/s.

w0 = (4 · 0,097)/(π · (0,283)2) = 1,54 m/s,

w1 = (4 · 0,028)/(π · (0,158)2) = 1,43 m/s,

w2 = (4 · 0,056)/(π · (0,231)2) = 1,34 m/s,

w3 = (4 · 0,014)/(π · (0,113)2) = 1,4 m/s.

2 Trykktap i rørledningen

Hodetap deles inn i friksjonstap langs lengden og lokale tap. Friksjonstap Δhi, m, oppstår i rette rør med konstant tverrsnitt og oppstår proporsjonalt med rørets lengde. De bestemmes av formelen:

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

hvor λi er den dimensjonsløse friksjonstapskoeffisienten langs lengden (Darcy-koeffisienten);

g - fritt fallakselerasjon, m/s2.

Darcy-koeffisienten λi bestemmes av den universelle formelen til A. D. Altshul:

λi = 0,11 (Δi/di + 68/Rei)0,25, (6)

hvor Δi er den absolutte ekvivalente ruheten, avhengig av tilstanden til rørene;

Rei - Reynolds nummer.

Vi velger absolutt ruhet på rør som 0,2 mm for stålrør som har vært i bruk med lett korrosjon.

Reynolds-tallet Re beregnes ved å bruke følgende formel:

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

hvor wi er væskestrømningshastigheten gjennom den tilsvarende rørledningen, m/s;

di er den indre diameteren til den tilsvarende rørledningen, m;

ρ - væsketetthet, kg/m3;

μ - dynamisk viskositet, Pa s,

ν - kinematisk viskositet, m2/s.

Lokale tap er forårsaket av lokal hydraulisk motstand, det vil si lokale endringer i form og størrelse på kanalen, som forårsaker strømningsdeformasjon. Disse inkluderer: skarpe svinger av røret (albue), jevne svinger, innløp og utløp av rørledninger, skarpe (plutselige) utvidelser og sammentrekninger, forvirre, diffusorer, spoler, varmevekslere, ventiler, etc.

Lokalt trykktap Δhм.с. i, m, bestemmes av Weisbach-formelen som følger:

Δhм.с.i = ∑ξi (wi2/2g), (8)

hvor ξi er motstandskoeffisienten for ulike typer lokal motstand.

Etter å ha beregnet komponentene til trykktap, bestemmes de totale tapene Δhi, m, av grener i henhold til formelen:

Δhi = Δhtog i + Δhm.s. jeg, (9)

hvor Δhtrain i - friksjonstap, m;

Δhм.с. i - tap på grunn av lokal motstand, m.

Nfull i = Δho + Δhi + Hi + zi, (10)

hvor Hi er det frie trykket ved forbrukspunkter, m;

zi - merker for installasjon av mottakstanker, m.

3 Beregning av hydraulisk motstand langs fellesgrenen

3.1 Hodetap på grunn av friksjon

For den generelle grenen av rørledningen bestemmes Reynolds-tallet av formel (7):

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

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

Δhtrain = 0,019 · (1,5/0,283) · (1,54)2/(2 · 9,81) = 0,012 m.

pumpe hydrauliske rørledningstrykk

4.3.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

To innganger til et rør med skarpe kanter: ξin = 0,5.

To ventiler er normale når de er helt åpne, med en innvendig diameter (tatt som nominell diameter) på 283 mm. Siden GOST ikke indikerer denne betingede diameteren og følgelig ventilmotstandskoeffisienten ξvent, brukes interpolasjon for å finne den. I dette tilfellet er ξvent = 5,234.

Røruttak: ξut = 1.

Plutselig utvidelse.

Motstandskoeffisienten velges avhengig av forholdet mellom tverrsnittsarealene til ekspansjonstanken og rørledningen og Reynolds-tallet.

Forholdet mellom de funnet tverrsnittsarealene er funnet gjennom forholdet mellom kvadratene til de tilsvarende diametrene:

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

Med et Reynolds-tall på 431505 og et arealforhold på 0,223, er luftmotstandskoeffisienten

ξekst = 0,65.

For den generelle grenen beregnes det totale trykktapet på grunn av lokal motstand Δhм.с.о, m, ved å bruke formel (8):

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

Totale tap Δho, m, i fellesgrenen i henhold til formel (9):

Δho = 0,012 + 1,59 = 1,602 m.

4 Beregning av hydraulisk motstand for 1 gren

4.1 Hodetap på grunn av friksjon

For den første grenen av rørledningen bestemmes Reynolds-tallet av formel (7):

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

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

Friksjonstap beregnes ved hjelp av formel (5):

Δhtrain1 = 0,022 · (4/0,158) · (1,43)2/(2 · 9,81) = 0,058 m.

4.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

La oss bestemme motstandskoeffisientene ξ for en rekke typer lokale motstander.

2. To skarpe svinger av røret (albuen) med en rotasjonsvinkel på 90°: ξkol= 1.

3. To normale ventiler når de er helt åpne, med en innvendig diameter (tatt som nominell boring) på 158 mm. Siden GOST ikke indikerer denne betingede diameteren og følgelig ventilmotstandskoeffisienten ξvent, brukes interpolasjon for å finne den. I dette tilfellet er ξvent = 4,453.

Røruttak: ξut = 1.

For den første grenen beregnes det totale trykktapet på grunn av lokal motstand Δhм.с.1, m ved hjelp av formel (8):

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

Vi bestemmer de totale tapene Δh1, m, i den første grenen ved å bruke formel (9):

Δh1 = 0,058 + 0,829 = 0,887 m.

Vi bestemmer det totale trykket Nfull i, m, som kreves for å tilføre væske gjennom grenen ved hjelp av formel (10):

Nfull 1 = 1,602 + 0,887 + 3 + 2 = 7,489 m.

5 Beregning av hydraulisk motstand for 2 grener

5.1 Hodetap på grunn av friksjon

For den andre grenen av rørledningen bestemmes Reynolds-tallet av formel (7):

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

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

Friksjonstap beregnes ved hjelp av formel (5):

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

5.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

La oss bestemme motstandskoeffisientene ξ for en rekke typer lokale motstander.

Plutselig sammentrekning.

Motstandskoeffisienten velges avhengig av forholdet mellom tverrsnittsarealene til ekspansjonstanken og rørledningen, samt Reynolds-tallet.

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

Ventilen er normal når den er helt åpen, med en innvendig diameter (tatt som nominell boring) på 231 mm. Siden GOST ikke indikerer denne betingede diameteren og følgelig ventilmotstandskoeffisienten ξvent, brukes interpolasjon for å finne den. I dette tilfellet er ξvent = 4,938.

3. Skarp sving på røret (albuen) med en rotasjonsvinkel på 90°: ξkol = 1.

Spreder.

Diffusormotstandskoeffisienten ξdiff beregnes ved å bruke følgende formel:

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

hvor F2 er tverrsnittsarealet av rørledningen før utvidelse, m2;

F2′ - tverrsnittsareal av rørledningen etter utvidelse, m2;

α - diffusoråpningsvinkel;

λi - Darcy koeffisient. Beregnet for en rørseksjon med mindre tverrsnitt F2 (før utvidelse).

Vi aksepterer diameteren på rørledningen etter ekspansjon uavhengig, og velger den nødvendige standarddiameteren fra GOST.

Vi aksepterer et sømløst varmvalset stålrør med en ytre diameter på 273 mm, med en veggtykkelse på 7 mm, fra stål 10, produsert i henhold til gruppe B i GOST 8731-74:

Rør 237x7 GOST 8732-78

B10 GOST 8731-74.

d2′ = 273 - 2 7 = 259 mm = 0,259 m.

Ved å erstatte verdien F1/F0 lik den (d1/d0)2, får vi:

ξdif = 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. Utgang fra røret: ξout = 1.

For den andre grenen, det totale trykktapet på grunn av lokal motstand Δhм.с. 2 beregnes ved hjelp av formel (8):

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

De totale tapene Δh2, m, i den andre grenen bestemmes i henhold til formel (9):

Nfull2 = 1,602 + 0,756 + 4+ 3 = 9,358 m.

6 Beregning av hydraulisk motstand for 3 grener

6.1 Hodetap på grunn av friksjon

For den tredje grenen av rørledningen bestemmes Reynolds-tallet av formel (7):

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

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

La oss bestemme Reynolds-tallet ved ν = 1,31·10-6 m2/s ved hjelp av formel (7):

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

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

Friksjonstap beregnes ved hjelp av formel (5):

Δhtrain3 = 0,024 · (10/0,113) · (1,4)2/(2 · 9,81) + 0,0242 · (1/0,113) · (1,4)2/(2 · 9,81) = 0,234 m.

6.2 Beregning av tap på grunn av lokal motstand

La oss bestemme motstandskoeffisientene ξ for en rekke typer lokale motstander.

Inngang til et rør med skarpe kanter: ξin = 0,5.

2. Åtte skarpe svinger av røret (albuene) med en rotasjonsvinkel på 90°: ξkol = 1.

2. Ventilen er normal når den er helt åpen, med en innvendig diameter (tatt som nominell boring) på 113 mm. Siden GOST ikke indikerer denne betingede diameteren og følgelig ventilmotstandskoeffisienten ξvent, brukes interpolasjon for å finne den. I dette tilfellet er ξvent = 4,243.

En "rør-i-rør" varmeveksler med væske som strømmer gjennom et internt rør.

Motstand beregnes ved hjelp av formelen:

Δhт = λт · (Ltr/dtr) · (w2tr/2g) · m1 + ξ1 · (w2tr/2g) · m2, (12)

der det første leddet er friksjonstap,

hvor m1 er antall direkte varmevekslingsseksjoner; andre - tap på grunn av lokal motstand på grunn av jevne svinger, ξ1 - motstandskoeffisient for en jevn sving på 180°; m2 - antall svinger.

Motstandskoeffisienten for en jevn 180° sving ξ1 beregnes med formelen:

ξ1 = ξ1′ α°/90°, (13)

hvor ξ1′- er tatt avhengig av forholdet d3/2 R0 = 0,6: ξ1′ = 0,44.

ξ1 = 0,44 180°/90° = 0,88.

Vi beregner motstanden til varmeveksleren ved å bruke formel (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 m.

Røruttak: ξut = 1.

For den tredje grenen beregnes det totale trykktapet på grunn av lokal motstand Δhм.с.3 ved å bruke formel (8):

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

De totale tapene Δh3, m, i den tredje grenen bestemmes i henhold til formel (9):

Nfull3 = 1,602 + 1,925 + 2 + 6 = 11,53 m.

4.7 Velge en standard hydraulisk maskin

For å velge en sentrifugalhydraulisk maskin (pumpe), er det nødvendig å etablere ytelsen og trykket som den må gi.

For å sikre spesifiserte væskestrømningshastigheter til alle forbrukspunkter, må pumpens ytelse oppfylle betingelsen

Qus = ∑ Qi , (14)

us = maks (Nfull). (15)

Total produktivitet Q = 350 m3/t.

For å overholde betingelse (15), er det nødvendig å velge området med det høyeste nødvendige trykket ved å sammenligne ulike alternativer, basert på obligatorisk tilførsel av nødvendige strømningshastigheter og nødvendige frie trykk. Området med det høyeste nødvendige trykket tas som basis, og det vil bestemme pumpetrykket. Trykket som kreves for å velge en pumpe er Hpump = Hmax = Hfull 3 = 11,53 m.

De resterende grenene kan konverteres til mindre rørdiametre for å optimere rørledningen med tanke på kostnadene, basert på tilstanden:

Nfull1 = Nfull2 =...= Nfull. (16)

I de fleste tilfeller utføres ikke slik omberegning, og oppfyllelsen av betingelsen (16) oppnås ved å skape ytterligere lokal motstand ved inngangen til den tilsvarende seksjonen, som regel ved å installere en reguleringsventil.

Når du velger en pumpe, tas det også hensyn til at de nødvendige driftsmodusene til pumpen (strøm og trykk) må være innenfor driftsområdet for dens egenskaper.

Basert på beregningen av de hydrauliske parametrene til det teknologiske skjemaet, er den valgte pumpen i henhold til disse egenskapene en horisontal utkragende pumpe med en støtte på kroppen av karakteren K 200 - 150 - 250. Ved hjelp av de grafiske egenskapene avklarer vi riktigheten av valget av pumpe.

For denne pumpen:

K 200 - 150 - 250-pumpen gir en strømning på 315 m3/t, dens produktivitet vil være litt høyere - 20 m En løsning på dette problemet kan være bruken av reguleringseffekten til stengeventiler (ventiler installert på rørledning) eller installasjon av ekstra (reserve) tanker, som på grunn av det ekstra trykket i væskekolonnen, vil jevne ut eller helt eliminere avviket mellom det nødvendige trykket og trykket fra pumpen.

Cantilever pumper K

Hensikt

Sentrifugale utkragende enkelttrinnspumper av type K med en horisontal aksial tilførsel av væske til pumpehjulet er konstruert for å pumpe rent vann (unntatt sjøvann) med pH = 6-9, temperatur fra 0 til 85 ° C under stasjonære forhold (ved hjelp av en dobbel kjertelpakning med tilførsel av vann opp til 105°C) og andre væsker som ligner på vann i tetthet, viskositet og kjemisk aktivitet, som inneholder faste inneslutninger i volum på ikke mer enn 0,1 % og opptil 0,2 mm i størrelse.

Brukes i vannforsyningssystemer, for vanning, vanning og drenering.

Beskrivelse

Utkragningspumpen er, fra et hydraulisk synspunkt, en karakteristisk type sentrifugalpumpe, hvis arbeidselement er et sentrifugalhjul. Et sentrifugalhjul består av to skiver, mellom hvilke det, som forbinder dem til en enkelt struktur, er blader som er jevnt buede i retning motsatt av hjulets rotasjonsretning.

Når hjulet roterer, er hver partikkel av væske som befinner seg inne i hjulet, utsatt for en sentrifugalkraft, direkte proporsjonal med avstanden til partikkelen fra midten av hjulet og kvadratet på vinkelhastigheten til hjulet. Under påvirkning av denne kraften blir væsken kastet inn i trykkrørledningen fra pumpehjulet, som et resultat av at det skapes et vakuum i midten av hjulet, og det skapes økt trykk i dens perifere del.

Bevegelsen av væske gjennom sugerørledningen skjer på grunn av trykkforskjellen over den frie overflaten av væsken i mottakstanken og i det sentrale området av hjulet, hvor det er et vakuum.

I pumper av K-type tilføres dreiemoment fra elmotorakselen til pumpeakselen gjennom en elastisk kobling.

Utformingen av pumpen i henhold til tetningsenheten bestemmes av vanntemperaturen og trykket ved pumpens innløp. Den enkle pakningspakningen er ikke forsynt med barrierevæske. Når vanntemperaturen er over 85°C eller når det absolutte trykket ved innløpet er under atmosfærisk, tilføres barrierevann til dobbelgland-tetningen ved et trykk som overstiger væsketrykket før tetningen med 0,5-1 kgf/cm2. Barrierevæsken (vann) tilføres til en blindvei inn i den doble gland-tetningen. Normal mengde ekstern vannlekkasje er opptil 3 l/t væske må lekke gjennom tetningen for å smøre tetningsoverflaten.

Gruppen av utkragende pumper inkluderer sentrifugale ett-trinns støpejernspumper med enveis væsketilførsel til løpehjulet. Hjulet til en slik pumpe er plassert i enden av en aksel (konsoll) festet i lagrene til pumpehuset eller den elektriske motoren.

For riktig drift av sentrifugalpumper og deres valg når du oppretter forskjellige pumpeinstallasjoner og stasjoner, er det nødvendig å vite hvordan hovedparametrene til pumper endres under forskjellige driftsforhold. Det er viktig å ha informasjon om endringer i trykk H, strømforbruk N og pumpeeffektivitet η når tilførselen Q endres.

Valget av en pumpe for et gitt teknologisk skjema er laget fra kataloger basert på beregningen av de hydrauliske parametrene til det teknologiske skjemaet. Når du velger en pumpe, ta hensyn til at de nødvendige driftsmodusene til pumpen (strøm og trykk) må være innenfor driftsområdet for dens egenskaper.

Bibliografi

1. Bashta T. M. Hydraulikk, hydrauliske maskiner og hydrauliske drev. M.: Maskinteknikk, 1982.

Shlipchenko Z. S. Pumper, kompressorer og vifter. Kiev, Technika, 1976.

Pedagogiske og metodiske instruksjoner for å fullføre kurs i disiplinen "Pumper og kompressorer" for studenter av spesialiteten 05/17: Dzerzhinsk, 1995.

Valg av en pumpe for et gitt teknologisk opplegg for studenter av spesialiteten 17.05.: Dzerzhinsk, 1995.

I prosessen med å studere emnet "Pumpeutstyr", studerer en mekaniker for reparasjon av teknologisk utstyr klassifiseringen, operasjonsprinsippet, designfunksjonene til pumper, grunnleggende krav til drift, diagnostikk, forberedelse til reparasjon, reparasjon og aksept av pumper i drift. Basert på den oppnådde kunnskapen er han forpliktet til å oppfylle det ansvar han er tillagt for teknisk kompetent reparasjonsarbeid for å sikre problemfri og uavbrutt drift av pumpeutstyr.

Innhold i opplæringsmanualen for pumpeutstyr:

Innhold
1. Læringsmål
1.1. Konsept, grunnleggende termer
2. Innhold i utdanningselementet
2.1. Klassifisering av pumper etter driftsprinsipp
2.2. Klassifisering av pumper etter design
2.2.1. Dynamiske pumper
2.3. Klassifisering av pumper etter drivtype
2.4. Klassifisering av sentrifugalpumper
2.5. Klassifisering av fortrengningspumper (etter formål)
2.6. Hovedtyper av aksel- og pumpestangtetninger
2.7. Generelle krav til utforming av en pumpeinstallasjon
2.8 Drift av pumpeutstyr
2.8.1. Ansvar for vedlikeholdspersonell ved drift av sentrifugalpumper
2.8.2. Grunnleggende om reparasjon av sentrifugalpumper: struktur av reparasjonssyklusen, kjørelengde mellom reparasjoner, sammendrag av reparasjonsarbeid etter type reparasjon
2.8.3. Ansvar for vedlikeholdspersonell ved drift av stempel- og stempelpumper
2.8.4. Grunnleggende om reparasjon av stempelpumpe
3. Sammendrag
4. Testspørsmål
5. Situasjonseksempler
Vedlegg 1
Vedlegg 2
Vedlegg 3
Vedlegg 4
Vedlegg 5
Lysbilde nr. 1 Skjematisk diagram av en sentrifugalpumpe
Lysbilde nr. 2 Oppsett av volumetriske pumper
Lysbilde nr. 3 Klassifisering av pumper etter design
Lysbilde nr. 4 Vortex pumpediagram
Lysbilde nr. 5 Diagram av en aksialpumpe
Slide nr. 6 Klassifisering av sentrifugalpumper
Slide nr. 7 Konsoll dynamisk pumpe type K
Slide nr. 8 Del av en pumpe av NK-type
Lysbilde nr. 9 Tverrsnitt av en pumpe av NKE-type
Slide nr. 10 Seksjon av pumpen NK 65/35-240
Slide nr. 11 Del av en totrinns pumpe type H
Slide nr. 12 Seksjon av en fire-trinns H-type pumpe
Slide nr. 13 Horisontal dynamisk pumpe type D
Lysbilde nr. 14 Utsnitt av en pumpe av LP-type
Slide nr. 15 Del av en pumpe av NPS-type
Slide nr. 16 Kondensatpumpe type KSV
Slide nr. 17 Fôrpumpe type PE
Slide nr. 18 Elektrisk pumpeenhet av type X med strømningsdel laget av stål (versjoner A, K, E, I, M)
Slide nr. 19 Del av en elektrisk pumpe
Slide nr. 20 Sentrifugalvirvelpumpe type CV
Slide nr. 21 Girpumpe type Ш
Slide nr. 22 Dobbeltskruepumpe type 2BB
Slide nr. 23 Stempelpumpe type PDG
Slide nr. 24 Pakkboks tetter med pakning
Lysbilde nr. 25 Skjema av en enkelt mekanisk tetning
Slide nr. 26 Mekanisk tetning type BO
Slide nr. 27 Design av mekanisk tetning type USG
Lysbilde nr. 28 Installasjonsskjema for sentrifugalpumpe

Pumper- maskiner for å skape en trykkstrøm av et flytende medium. Ved utvikling av hydrauliske systemer og nettverk lar riktig valg og bruk av pumper oss få de spesifiserte parametrene for bevegelse av væsker i hydrauliske systemer. I dette tilfellet må designeren vite designfunksjoner til pumper, deres egenskaper og egenskaper. I denne delen kan du laste ned gratis og uten registrering bøker om sentrifugal-, vinge-, girpumper og ventilatorer.

	Navn:Pumper, vifter, kompressorer: Lærebok for spesialiteter innen termisk kraftteknikk ved universiteter.
	Cherkassky V. M.
	Beskrivelse:Klassifikasjoner, grunnleggende teori, egenskaper, kontrollmetoder, design og driftsproblemer for maskiner for tilførsel av væsker og gasser brukt i energi og andre industrier vurderes.
	Utgivelsesåret: 1984
	Visninger: 36579 | Nedlastinger: 6834

	Navn:Girpumper for metallskjæremaskiner.
	Rybkin E.A., Usov A.A.
	Beskrivelse:Boken inneholder en analyse av teoretiske og eksperimentelle studier av metoder for beregning og utforming av girhydraulikkpumper brukt i hydraulisk drevne metallskjæremaskiner.
	Utgivelsesåret: 1960
	Visninger: 35392 | Nedlastinger: 893

Pumpeenheter

Pumpeenheter er designet for å transportere væske, fylle og tømme tanker og servicemekanismer (for eksempel et vannkjølesystem).

Sentrifugalpumper er de mest brukte.

For sentralisert vannforsyning til industri- og landbruksanlegg bygges det pumpestasjoner bestående av store pumpeenheter og med driftspersonell.

Kjennetegn på sentrifugalpumper (CP).

Driftsegenskapene til sentralpumpen bestemmes av avhengigheten av trykket (væsketrykket) ved utløpet av produktiviteten ved forskjellige hastigheter

H=F(Q),

hvor N er utløpstrykket, m.st. væsker; Q - produktivitet, m 3 /s.

Disse avhengighetene presenteres vanligvis i form av grafer i kataloger for hver enkelt enhet.

En ide om egenskapene til sentrifugalpumpen og linjene er gitt i fig. 1.

For å bestemme driftspunktet, som bestemmes av skjæringspunktet mellom to egenskaper: pumpen og linjen, må du kjenne avhengighetene H n = F (Q) og H m = F (Q).

Det totale trykket (N) i systemet består av to komponenter:

H =H C + H DIN = H C + CQ 2,

hvor Nc er det statiske hodet, m; N din - dynamisk trykk, m; Q - produktivitet, m 3 /s; C er en konstant verdi.

Avhengig av den dominerende komponenten, kan karakteristikken til motorveien være statisk (A) eller dynamisk (B), som er en parabel i form.

Fra fig. 1 kan det sees at når hastigheten til drivmotoren synker, beveger pumpekarakteristikken seg ned parallelt med den nominelle (ω nom).

Derfor, når drevet av IM og opererer:

Med en statisk karakteristikk av motorveien

produktiviteten endres (fra Q nom til Q 1) betydelig;

overdreven reduksjon i hastighet, når egenskapene ikke krysser hverandre, slutter pumpen å pumpe ("jet stall").

Merk - Dette alternativet er mulig når nettverksspenningen synker.

Med de dynamiske egenskapene til motorveien:

produktivitetsendringer (fra nominell til 1) ubetydelig;

En overdreven reduksjon i hastighet (til 2) stopper ikke væsketilførselen, men produktiviteten reduseres.

Når den drives av en SD, endres ikke hastigheten, men forsinkelsesvinkelen til rotoren fra statoren øker, noe som reduserer dreiemomentet på motorakselen.

Hvis nettverksspenningen faller for mye, faller LED-ene ut av synkronisering og stopper.

Ytelsen til sentrifugalpumper kan justeres på følgende måter:

struping av rørledningen (for eksempel lukking av ventiler på trykkledningen);

en endring i vinkelhastigheten (ω) til drivmotoren (for eksempel en endring i spenningen i motorens statorkrets);

endre antall enheter som jobber på hovedlinjen;

endre posisjonen til mekanismens arbeidslegeme (for eksempel å snu løpehjulsbladene).

Throttling utføres ved å stenge ventilen på trykket, mens (fig. 1, B) linjekarakteristikken beveger seg til venstre (til punktet PT") med konstant vinkelhastighet på pumpen (ω nom). Med ny posisjon av driftspunktet (PT"), vil produktiviteten (Q") synke, og trykket (N") vil øke (teoretisk). I virkeligheten går en del av trykket (∆Н") tapt på kontrollenheten, og derfor vil også det faktiske trykket (Нф") reduseres. Beregninger viser at en halvering av produktiviteten (Q) fører til en reduksjon i pumpeeffektiviteten med 4 ganger og øker effekttapene til 38 % av den elektriske motorens merkeeffekt.

Derfor er det tilrådelig å bruke denne metoden i laveffektinstallasjoner (flere kW) med overvekt av statisk trykk i hovedledningen.

Endringen i vinkelhastigheten utføres ved å endre spenningen som tilføres statoren til den elektriske motoren (metningschoke) eller ved å inkludere ytterligere motstand i rotorkretsen. I dette tilfellet beveger pumpekarakteristikken seg ned parallelt med den nominelle (ω nom). Fra fig. 1 er det klart at med en statisk karakteristikk avtar ytelsen (Q 1) betydelig mer enn med en dynamisk karakteristikk for samme hastighet (ω 1).

Beregninger viser at den elektriske styringsmetoden er mer økonomisk enn struping, siden krafttapene er mindre (opptil 16%). Derfor er det tilrådelig å bruke denne metoden i installasjoner med middels kraft (titalls kW).

Merk - For installasjoner med høy effekt (hundrevis og tusenvis av kW) er denne metoden uøkonomisk; i dette tilfellet brukes kaskade elektriske drivkretser, der "sliptap" returneres til nettverket eller omdannes til mekanisk kraft og tilføres mekanismens aksel; konvertering av "glideenergi" er mulig ved bruk av ventilkretser eller hjelpemaskiner på samme aksel som hovedmotoren.

Endring av antall driftsenheter koblet til hovedlinjen parallelt er tilrådelig å bruke under statisk trykk, siden den totale produktiviteten til fellesdriftsenheter er summen av produktiviteten til alle driftsenheter, noe som sikrer deres økonomiske drift.

Merk. Med dynamisk trykk øker den totale produktiviteten noe, og enhetene opererer med redusert effektivitet.

Automatiseringsenheter for pumpeenheter.

Sammen med generell utstyr for start, kobling og kontroll, brukes spesialutstyr i automasjonssystemer.

Flottørnivåbryteren er designet for å kontrollere nivået i tanker med ikke-aggressiv væske og gi et signal til kontrollkretsen.

En ide om utformingen og prinsippet for drift av flottørreléet er gitt i fig. 2.

En flottør (2) er nedsenket i tanken (1), som er opphengt i et fleksibelt tau (5) kastet over en blokk (4). Balansering utføres ved hjelp av en vekt (8).

To koblingsskiver (7) er montert på tauet, hvis posisjon kan endres i henhold til kontrollbetingelsene. Når det maksimale væskenivået er nådd, dreier koblingsskivene (7) vippearmen (6) koblet til kontaktanordningen (3), som lukker det partall (2 og 4) eller oddetall (1 og 3) kontaktpar på kontrollkretser.

Elektrodenivåreléet er designet for å overvåke nivået av elektrisk ledende væsker og gi et signal til kontrollkretsen.

Ris. 3. Elektrodenivåbryter

En ide om utformingen og prinsippet for drift av elektrodereléet er gitt i fig. 3.

Hovedkontrollelementet er to elektroder (2) plassert i et reservoar (1) med en elektrisk drevet væske (4). Elektrodene er innelukket i et hus (3), åpent i bunnen, og er inkludert i spolekretsen til et mellomrelé (RP) i liten størrelse (telefontype).

Lavstrømsreléet (RP) mottar strøm fra en nedtrappingstransformator (i henhold til elektriske sikkerhetsforhold).

Når væskenivået i tanken stiger til den korte elektroden, settes det sammen en RP-krets, som utløses, gir kommando til styrekretsen (RP: 1) og blir selvdrevet (RP: 2) gjennom den lange elektroden.

Pumpeenheten slås på for å pumpe ut væske fra tanken. Enheten slås av når nivået synker under den lange elektroden.

Jet-reléet er designet for å overvåke tilstedeværelsen av en strøm (jet) av væske i en rørledning. En ide om utformingen og prinsippet for drift av jetreléet er gitt i fig. 4.

Det følsomme elementet er en membran (1) med en strupeanordning (hull i midten), installert i rørledningen (4) og føler trykkfallet til væsken under strømning. Begge hulrommene i membranen er forbundet med rør (3) til belg (2), som har sylindriske membraner (5), mekanisk forbundet med stenger til den elektriske kontaktdelen av reléet (6).

Hvis det er en væskestrøm, vil trykket i venstre hulrom av membranen (1) være større enn i høyre, derfor lukkes kontaktgruppen (1 og 3) og det gis et signal om tilstedeværelsen av en væskestrøm. til styrekrets 1.

Merk - Jet-reléet brukes vanligvis i kjølesystemer, så dette signalet er tillatt for å starte mekanismen.

Når mengden flytende væske avtar (for eksempel stopper pumpen), endres trykkfallet over membranen, venstre kontaktgruppe (1 og 3) åpnes, og den høyre (2 og 4) lukkes. I dette tilfellet utstedes et signal for å stoppe motoren, som betjenes av denne SVO, gjennom kontrollkrets 2 og den stopper.

Fyllingskontrollreléet er designet for å kontrollere fyllingen av det hydrauliske hulrommet til sentrifugalpumper.

De kan operere etter flyteprinsippet, men for tiden er releer av membrantype mest utbredt.

Slike releer er installert over pumpenivået fra 0,3 til 0,5 m. Når pumpehulen er fylt med væske, bøyer membranen seg og beveger stangen som er festet til den, som bytter relékontaktsystemet, slik at pumpen kan starte.

Etter at trykket i hulrommet avtar, går membranen tilbake til sin opprinnelige posisjon med en fjær.

Fordelen med membranreléer er deres større følsomhet og evne til å tåle høye trykk. Slike releer brukes ved priming av pumpeenheter ved hjelp av en vakuumpumpe.

Skjematisk elektrisk diagram av reguleringsventilen til en sentrifugalpumpeenhet (fig. 5)

Hensikt. For å kontrollere den sentrale kontrollventilen, signalisere dens status og beskytte kontrollkretser.

Grunnleggende elementer i ordningen.

D1, D2 - CNA-drivmotorer og ventiler ved enhetstrykket.

KM, KO, KZ - kontaktorer til magnetstarteren (PM) D1, åpner og lukker enhetsventilen.

RP - mellomrelé.

RU - nivårelé, for å overvåke nivået i tanken og bytte kontrollkretsene til pumpen og ventilen.

RD - trykkbryter, for å overvåke trykket i pumpehulrommet og gi et signal for å kontrollere ventilen.

P - reduksjonsgir, mekanisk.

VKA, VKO og VKZ - "nød" grensebrytere (i tilfelle mekanismefeil), ventiltilstandene er "åpen" og "lukket".

ВБ - sikkerhetsbryter, for frakobling av elektriske kretser under manuell kontroll av ventilen.

Rl, R 2: - begrensende motstander i signallampekretser.

Kontroller.

KU - kontrollnøkkel, for å velge pumpekontrollmodus ("P" - manuell, "O" - deaktivert, "A" - automatisk).

Kn.P og Kn.S - "start" og "stopp" knapper D1 (ved den lokale posten).

KN.O, Kn.Z, Kn.S1 - fjernkontrollknapper for å åpne, lukke og stoppe ventilen (på operatørkonsollen).

N n > N > N n - signal fra nivåføler i tank, avvik fra normal.

"P" - signal fra trykksensoren i pumpehulen om trykkøkning.

Kontrollmoduser:

KU - "A" - "automatisk kontroll" av den sentrale kontrollenheten og ventilen, hovedmodus;

KU - "R" - "manuell kontroll" av den sentrale kontrollenheten og ventilen (lokal eller fjernkontroll).

Drift av kretsen.

Den opprinnelige tilstanden.

Alle typer strøm leveres (VA, VA1, VA2 er inkludert), KU - "A", VB - "B", tanken tappes til "Hn", trykkventilen er stengt, pumpehulen er fylt, dreneringssystem er klargjort.

I dette tilfellet: - LZ "ventil lukket" lyser med full intensitet,

LO "ventil åpen" er slukket.

CNA er i "standby-modus".

Automatisk kontroll.

Når væske kommer inn i reservoaret (H > Hn), settes en kjede sammen RU

RU- kjedet er satt sammen KM(RU: 1),

RP-kretsen (RU:2) forberedes.

KM- kobles til nettverket (D1) (KM: 1...3),

Blir selvmatende (KM:4).

Når pumpen opererer på en lukket ventil, vil trykket i hulrommet øke "(P)", og en kjede vil bli satt sammen RP(RD).

RP- kjedet er satt sammen KO(RP: 1),

Kretsen åpnes kortslutning(RP:2) igjen.

KO- kobles til nettverket (D2) (KO:1...3) og begynner å åpne ventilen,

blir selvforsynt (KO:4),

kretsen er blokkert kortslutning(KO:5),

en del av motstanden R 2 (KO: 6) er shuntet.

Ventilen begynner å åpne, samtidig som LO-kretsen (VSC) monteres, den lyser med full varme (sterkt) i hele åpningstiden.

Når ventilen er helt åpen, åpnes VKO-kontakten, og kretsen åpnes KO, vil LZ, som brant med full intensitet, slukke.

KO↓ - kobler fra nettverket (D2)(KO:1...3) og stopper,

selvforsyningskretsen åpnes (KO:4),

kjeden forberedes kortslutning(KO:5),

R 2 er helt inkludert i LO-kretsen, den går over til fullvarmeforbrenning.

CNA arbeider for å pumpe væske ut av tanken, LO "ventilen er åpen" er på med full intensitet, LO "ventilen er lukket" er slukket, nivået i tanken synker.

Når væsken er fullstendig pumpet ut (N< Н н) размыкается цепь RU,

RU↓ - kretsen åpnes KM(RU: 1),

Kretsen åpnes RP(RU:2).

KM↓ - kobler fra nettverket (D1) (KM: 1...3) og stopper,

Selvforsyningskretsen åpner (KM:4).

RP↓ - kretsen åpnes KO(RP:1), parallelt med selvforsyningskretsen,

Kortslutningskretsen (RP:2) er montert.

Når sentralpumpen er slått av, synker trykket i hulrommet (P↓), og kretsen åpnes igjen RP(RD).

kortslutning- kobles til nettverket (D2) (K3:2...3) og begynner å stenge ventilen,

Blir selvmatet (K3:4),

kretsen er blokkert KO(KZ:5),

en del av motstanden R 1 er shuntet (kortslutning: 6).

Ventilen begynner å stenge, samtidig som LZ (VKO)-kretsen monteres, den lyser på full varme (sterkt) i hele stengetiden.

Når ventilen er helt lukket vil kortslutningskontakten åpne og dermed åpne kretsen kortslutning, LO, som brant med full intensitet, vil slukke.

kortslutning↓ - kobler fra nettverket (D2)(kortslutning: 1...3) og stopper,

selvforsyningskretsen åpnes (K3:4),

KO-kjeden forberedes (KZ:5),

R 1 er helt inkludert i LO-kretsen, den går over til fullvarmeforbrenning.

Den sentrale kontrollenheten er koblet fra nettverket og stoppet, LO "ventil åpen" er slukket, LO "ventil lukket" er fullt opplyst. CNA er i "standby-modus".

Manuell kontroll.

Ved feil RU eller RD, installer KU - "R".

"Start" pumpen fra Kn.P., åpne ventilen fra Kn.O. Elementene utløses av de "manuelle kontroll"-kretsene de "automatiske kontroll"-kretsene er deaktivert. Nivåkontroll ved hjelp av en nivåmåler i glass visuelt, på en lokal post.

Stopper pumpen fra Kn.S, stenger ventilen fra Kn.Z.

Merk - Hvis det er en forbindelse med operatørens konsoll, utføres åpning og lukking av ventilen eksternt av operatøren.

Når du betjener manuelt fra en lokal post, av sikkerhetsgrunner, slå av VA2 eller VB, noe som vil forhindre feilaktig aktivering av D2 fra operatørens konsoll. Hvis ventilmekanismen "svikter", blir kontrollkretsen slått av av nødgrensebryteren VKA, og LO og LZ går ut.

Beskyttelse, blokkering, alarm:

strømkrets og kretser D1, D2, fra kortslutnings- og overbelastningsstrømmer (VA, VA1 med kombinerte utløsninger);

styrekrets D2, fra kortslutningsstrømmer (VA2 med maksimal utløsning);

ventilslagbegrensning (VKO og VKZ);

Gjensidig e-post blokkerende kretser KO(K3:5) og kortslutning(KO:5);

LO "ventil åpen" lyser helt, statusalarm;

LZ "ventil lukket" lyser helt, statusalarm. Merk - Forbigående prosess med å åpne (lukke) ventilen

ledsaget av brenning av LO (LZ) ved full intensitet (lys).

Strøm til kretsene.

3 ~ 380 V, 50 Hz - strømnett.

1 ~ 220 V, 50 Hz - kontrollkretser, automatisering, alarm.

Forrige innlegg

Lage håndverk fra steiner med egne hender

Neste oppføring

Nellikfamilie – Caryophyllaceae Juss

	Navn:Pumper, vifter og kompressorer En lærebok for høyskoler.
	Sherstyuk A.N.
	Beskrivelse:Boken skisserer det grunnleggende om teori, beregning og drift av bladmaskiner - pumper, vifter og kompressorer.
	Utgivelsesåret: 1972