Logo GenDocs.ru

Поиск по сайту:  

Загрузка...

Ответы на экзаменационные вопросы по курсу Нагнетательные машины и гидропривод в нефтегазовом деле - файл 10-19.docx


Загрузка...
Ответы на экзаменационные вопросы по курсу Нагнетательные машины и гидропривод в нефтегазовом деле
скачать (6182.5 kb.)

Доступные файлы (7):

1-9.docx1330kb.19.06.2012 21:32скачать
10-19.docx740kb.19.06.2012 21:32скачать
20-29.docx977kb.19.06.2012 21:32скачать
30-39.docx203kb.19.06.2012 21:32скачать
40-66.docx1620kb.19.06.2012 21:32скачать
86-97.doc1280kb.19.06.2012 21:32скачать
n7.doc35kb.19.06.2012 21:32скачать

10-19.docx

Реклама MarketGid:
Загрузка...
10 Классификация насосов возвратно-поступательного действия

- по назначению и роду перекачиваемой жидкости

- для воды

- горячих и холодных нефтепродуктов

- кислот

- сжиженных газов

- глинистого и цементного растворов и т.д.

- по расположению рабочих цилиндров

- горизонтальные

- вертикальные

- по конструкции

- поршневые

- плунжерные

- диафрагменные (всасывание и нагнетание осуществляется за счет изменения формы гибкой диафрагмы)

- по числу цилиндров – с одним насосным цилиндром, с двумя, тремя и многоцилиндровые

- по кратности действия

- одинарного действия

- двойного действия

- по типу привода

- приводные

- прямодействующие

- ручные

- по быстроходности рабочего органа

- средней быстроходности, с числом двойных ходов поршня в минуту 80-150

- быстроходные, с числом двойных ходов поршня в минуту 150-350

- по величине подачи

- малые (диаметр поршня d=50 мм)

- средние (d=50…150 мм)

- большие (d>150 мм)

- по величине развиваемого давления

- малого давления

- среднего

- высокого

д – диафрагменный с плоской диафрагмой;

е – диафрагменный с цилиндрической пассивной диафрагмой

ж – диафрагменный с активной диафрагмой


440270


а – поршневой простого действи

б – плунжерный простого действия

в – поршневой двойного действия

г – дифференциальный

11. Поршневые насосы

Достоинства поршневых насосов

- широкое применение для перекачки различных жидкостей (различной температуры, вязкости, агрессивности)

- достижение высоких напоров при любых, даже незначительных подачах

- высокий КПД

-стабильная подача

Недостатки поршневых насосов

- тихоходность, и, следовательно, большие габариты, большая масса, высокая стоимость

- неравномерность подачи и пульсация давлений во всасывающей и нагнетательной линиях.

21


Рабочая камера - объем цилиндра,

вытеснитель – поршень с возвратно-поступательным движением, которое ему сообщает кривошипно-шатунный механизм.


12 Гидравлическая часть поршневого насоса

Корпус гидравлической части насоса может быть литой или сварной. В зависимости от конструкции насоса корпус может быть выполнен как одно целое с клапанной коробкой, всасывающими и нагнетательными патрубками.

Поршни изготавливают цельными или составными в зависимости от условий работы насоса и частоты смены быстроизнашивающихся деталей.

Плунжеры применяют монолитной и пустотелой конструкции.

21
13 Клапан поршневого насоса

Клапаны: 440265

принудительного действия и самодействующими.

По кинематике клапаны подразделяются на

- откидные,

- вращающиеся вокруг оси,

- подъемные, перемещающиеся вдоль своей оси,

- шаровые, перемещающиеся в пространстве клапанной коробки и при этом свободно вращающиеся.

Подъемные клапаны бывают тарельчатыми и кольцевыми.
440283440284440281

14 Теоретическая (идеальная) подача поршневых насосов

определяется рабочим объемом Vо и частотой вращения вала n.

Рабочим объемом насоса Vо называется объем, вытесняемый поршнем в процессе нагнетания за один период его движения, т.е. за один двойной ход или за один оборот вала.
Vо=Vk=hSп=2rSп

где Sп – площадь поршня

h – полный ход поршня (h=2r, r – радиус кривошипа).

Qи= Vоn=hSпn

Идеальная подача для насоса двойного действия. Такой насос за полный оборот кривошипа подает дважды

Vo=V1+V2

V1=Sпh

V2=(Sп-Sш)h

где Sш – площадь поперечного сечения штока

Qи=(2Sп-Sш)hn
Действительная подача

Возможна утечка из-за неплотности прикрытия клапанов и негерметичности уплотнений.

Эти факторы учитываются коэффициентом подачи hоб

Q=hобQи

hоб=Q/(Q+q) , где q – утечки жидкости в единицу времени

4

Закон движения поршня х, его скорость vп и ускорение jп зависит от угла поворота кривошипа a.

х=(h/2)(1-cosa)

vп=(h/2)wsina

jп=(hw2/2)cosa

Текущее значение идеальной подачи

Qи.т=vпSп=(h/2)Sпwsina

15 неравномерность подачи
Важнейший показатель, характеризующий насос объемного действия, - степень неравномерности его подачи, отражающая отношение максимальной подачи к средней за один оборот кривошипа.

Неравномерность подачи характеризуется коэ

?=Qmax-Qmin)/Qи
Неравномерная подача жидкости приводит к пульсации ее потока во всасывающем и нагнетательном трубопроводах, увеличивая нагрузку на привод насоса.

Принцип работы современных насосов и их кинематика определяют неравномерность заполнения рабочих камер и вытеснение из них жидкости, например, вследствие неравномерности движения вытеснителей. Это определяет неравномерность или пульсации подачи жидкости насосом в напорную магистраль. В практике неравномерность (пульсация) подачи у насосов невелика (около 1,0%) и зависит от конструктивных и кинематических особенностей насоса. Однако пульсация подачи жидкости вызывает пульсацию давления вследствие инерции жидкости и ее высокого модуля упругости; амплитуда пульсации давления при высокой герметичности насоса может значительно превысить амплитуду пульсации подачи. Пульсация давления в насосе определяется не только пульсацией подачи, но и в значительной мере несовершенством узла распределения современных насосов. Последнее обусловлено явлениями сжатия рабочей жидкости, заключенной в камерах насоса при ее переносе из полости всасывания в полость нагнетания. Эта неравномерность может значительно превышать расчетную неравномерность, определяемую кинематикой насоса. Пульсация давления насоса может привести к усталостному разрушению гидра магистрали, особенно шлангов, а также вызвать вибрацию устройств управления.

16 Компенсаторы
колп колп2

фаза 1 - Qср=Qн + Qк

фаза 2 - Qср=Qн - Qк

фаза 3 - Qср=Qн + Qк

комп2

а – диафрагменный тупиковый с перфорированной трубкой;

б – диафрагменный шаровой;

в – диафрагменный проточный;

г – тупиковый клапанный
17 Индикаторная диаграмма

Индикаторная диаграмма — для различных поршневых механизмов графическая зависимость давления в цилиндре от хода поршня (или в зависимости от объёма, занимаемого газом или жидкостью в цилиндре). Индикаторные диаграммы строятся при исследовании работы поршневых насосов, двигателей внутреннего сгорания, паровых машин и других механизмов.

7

Площадь диаграммы пропорциональна работе поршня, совершенной за один двойной ход.

Разность средних давлений – среднее индикаторное давление

ринд=fинд/(хинд*аинд)

где fинд, хинд – площадь и длина индикаторной диаграммы, аинд – вертикальный масштаб. Горизонтальный масштаб не требуется

*Индикаторная мощность, затрачиваемая в рабочей камере

Nинд= риндSпhn

*Индикаторная работа

Аинд=(р2ср-р1ср)Sпh

Общая индикаторная мощность многокамерного насоса


где lинд - удельная индикаторная работа;

rQиaн - массовый расход жидкости (вместе с утечками);

aн - коэффициент наполнения насоса.

*Индикаторный к. п. д.



где Nп, р, Q - полезная мощность, давление и подача насоса;

- гидравлический к. п. д.



Мощность насоса (N = Nинд + Nм).

Механический к. п. д. hм = Nинд/N

К. п. д. насоса



18 Диагностика поршневого насоса по индикаторной диаграмме
7

1 — вместе с жидкостью по линии а сжимается воздух

2 — в рабочей камере вследствие неправильной конструкции образуется газовый мешок

3 — запаздывание с посадкой всасывающего клапана

4 — запаздывание с закрытием нагнетательного клапана


7


5, 6 — неплотность клапанов.

7 — насос работает без пневмокомпенсаторов или при их неэффективном действии

8 — жидкость неравномерно подходит к насосу при давлении выше атмосферного

19 Расчет поршневого насоса

Определение мощности приводного двигателя

КПД насоса


где Nп, Вт – полезная мощность

Nп=HнrgQн= рнQн

hн=hгhоhм

hм=h1h2h3h4

h1 – КПД подшипников валов (0,98…0,99),

h2 – КПД зубчатой передачи (0,98…0,99),

h3 – КПД кривошипно-шатунного механизма (0,95),

h4 – КПД поршней и уплотнений (0,92).

мощность, необходимая для приведения насоса в действие

N=Nп/hн= HнrgQн/hн

*Выбор двигателя для насоса

выбирается с учетом возможных перегрузок, а также КПД передачи hп

Nдв=jN/hп

j - коэффициент запаса

(для больших насосов он равен 1,1…1,5, для малых – 1,2…1,5);

hп – КПД передачи между двигателем и насосом

(для клиноременной передачи – 0,92, для цепной – 0,98).

Наибольший крутящий момент, развиваемый приводным двигателем, М=Мд.max/ihп

Мд.max – максимальный момент, развиваемый приводным двигателем;

i – передаточное отношение передачи.

Основные размеры гидравлической части насоса

для насосов одностороннего действия

Vцо=khSп=khpD2/4

для насосов двухстороннего действия

Vцд=kh(2Sп – Sш) =

k – число цилиндров насоса;

h – ход поршня (обычно задается на основании анализа существующих конструкций)

Максимальные диаметры поршней Dmax для наибольшей подачи Qн max

для насосов одностороннего действия



для насосов двухстороннего действия

kг – геометрический коэффициент (для трехпоршневого насоса одностороннего действия равен 25,46, для двухпоршневого насоса двухстороннего действия – 19,1)

a - коэффициент подачи (отношение действительной подачи к идеальной). Для расчетов коэффициент подачи принимают равным 0,9.

Длина цилиндровой втулки

l=h+lп+Dl

lп – длина поршня

Dl – запас длины

(запас длины цилиндровой втулки 30…50 мм используется для заходной фаски, а также для подтягивания изношенного уплотнения и компенсации возможного удлинения штока при неполном свинчивании его составных частей).

Расчет клапанных коробок и цилиндров на прочность




р – давление опрессовки,

[s] – допустимые напряжения растяжения

Давление опрессовки принимают вдвое большим, чем максимальное развиваемое насосом.

Диаметр штока поршня определяют из расчета на прочность и приводят в соответствие со значениями ряда.



[s] – допустимое напряжение, s - фактическое напряжение, Pmax – максимальное усилие, действующее на шток.

При определении Pmax необходимо учитывать силы трения в уплотнениях штока и поршня

*Определение критического усилия Ркр на шток используя формулу Эйлера




m - коэффициент приведенной длины, принимается равным 0,5 в предположении, что оба конца штока защемлены;

l – действительная длина стержня;

Е – модуль упругости;

I – момент инерции сечения, I=(pd4)/64.
Диаметр клапана

рассчитывается по площади проходного сечения, необходимой для перемещения жидкости с заданной скоростью.

При полном открытии клапана площадь проходного сечения у горловины конического седла

клап

Sпр=pdклhmaxsina

dкл – диаметр горловины седла клапана;

a - угол между образующей и осью конуса.

По условию неразрывности потока жидкости,

вытесняемой из одной рабочей камеры

Sпrw= Sпрv

v – условная средняя скорость потока жидкости в проходном сечении горловины клапана.

Диаметр клапана

dкл=Sпrw/pvmaxhmax sina


Скачать файл (6182.5 kb.)

Поиск по сайту:  

© gendocs.ru
При копировании укажите ссылку.
обратиться к администрации