1.3 Определение гидравлического сопротивления технологического трубопровода

Гидравлическое сопротивление измеряется величиной разности давлений и определяется как сумма гидравлических сопротивлений необходимые для преодоления средой (включая трубопровод, местные сопротивления и трубопроводную арматуру).

Вычисляется по следующей формуле:

р=_ск+_тр +р_{м. спод}+р_апп+_доп. (1.4)

где: Др_ск - давление, необходимое для создания скорости потока среды на выходе трубопровода;

Др_тр - давление, необходимое для преодоления трения потока в прямом трубопроводе;

Др_{м. с}. - давление, расходуемое на преодоление местных сопротивлений;

Др_под - давление, необходимое для преодоления гидростатического сопротивления жидкости;

Др_апп - давление, необходимое для преодоления гидравлического сопротивления технологического аппарата;

Др_доп - дополнительное давление в конце трубопровода (зависит от давления внутри аппарата).

1.3.1 Определение давления, необходимого для создания скорости потока на выходе из трубопровода

Давление, необходимое для создания скорости потока на выходе трубопровода.

Данное давление определяется по формуле:

; (1.5)

где с - плотность среды, кг/м³;

с = 2360 кг/м³;

v - скорость потока среды, м/с; v = 1,1м/с.

.

1.3.2 Определение давления, необходимого для преодоления трения в прямой трубе при ламинарном режиме

Давление необходимое для преодоления трения потока в прямых трубопроводе определяется по формуле:

(1.6)

значение коэффициента трения для прямых труб при ламинарном режиме течение жидкости по формуле, коэффициент равен: л0,08.

Трубопровод имеет прямых участков:

L₁= 0,5м;

L₂= 0,5м;

L₃=0,5м;

L₄=5м;

L₅=0,45м;

L₆=3м;

L₇=3,25м;

L₈=1,5м, (перепад высоты трубопровода).

Вычислим разность давлений

До внезапного расширения:

После внезапного расширения:

где - длина трубопровода до внезапного расширения (L₁), - длина трубопровода после внезапного расширения. (L₂ - L₈₎

Общие потери равны:

Давление, расходуемое на преодоление местных сопротивлений (повороты, вентили, краны, сужения, расширения и т.п.) без учета потерь на трение, определяется по формуле:

(1.7)

Для нахождения значений коэффициентов местных сопротивлений воспользуемся таблицей 22.2

Рассчитаем давление, расходуемое на преодоление внезапного расширения.

Значение о определяется по таблице 22.2 в зависимости от отношения площади меньшего поперечного сечения F0 к площади большего поперечного сечения F1.

Найдем площадь меньшего поперечного сечения:

d0 - меньший диаметр

Найдем площадь большего поперечного сечения:

d1 - больший диаметр

Рассчитаем давление, расходуемое на преодоление сопротивления стандартного проходного вентиля.

D_у

При полном открытии значение о, отнесённое к скорости потока в трубе, определяется по таблице 22.13. Значение при Dy=65мм, находим из таблицы указанной выше:

.

По формуле (1,7) получим:

Для регулирования молока магнезиального применяются (при данной величине условного прохода) диафрагмовые или шланговые регулирующие органы. Выбираем для регулирования среды шланговый регулирующий орган. Его гидравлическое сопротивление приближено равно гидравлическому сопротивлению шаровому крану при небольшом угле закрытия.

Значение определяется по таблице 22.12 в зависимости от угла б=20⁰.

.

По формуле (1,7) получим:

.

Расчет давления, в точке ОК (обратный клапан)

1.3.4 Определение давления, необходимого для подъема жидкости (преодоления гидростатического давления)

1.3.5 Давление, необходимое для преодоления гидравлического сопротивления технологического аппарата

1.4 Выбор насоса и трубопроводной арматуры

1.4.2 Выбор обратного клапана

1.4.3 Выбор отводов

1.4.4 Выбор запорной арматуры

Данные для расчета:

Регулируемая среда: молоко известковое;

Плотность регулируемой среды: 2360 кг/м³;

Кинематическая вязкость: 1,115*10^-4 м²/с;

Температура: 20⁰С;

Максимальный расход среды: Q_max=13 м³/ч;

Минимальный расход среды: Q_min=12 м³/ч;

Абсолютное давление среды при максимальном расходе:

До ИУ: P₁=11,644 кгс/см²;

После ИУ: P₂=11,617 кгс/см²;

Абсолютное давление среды в трубопроводе:

В начале расчетного участка: P₀=11,8 кгс/см²;

В конце расчетного участка: P_к=10,981 кгс/см²;

Абсолютное давление насыщенных паров, жидкости: р_п=0,02383 кгс/см²;

Потери давления в трубопроводе при максимальном расходе:

На прямых участках: ДР_п=0,283 кгс/см²;

На местных сопротивлениях и в технологическом аппарате: ДР_м=0,556 кгс/см²;

Коэффициент запаса: 1,3.

Расчет ИУ с учетом влияния трубопровода:

Определение потерь давления в трубопроводе при максимальном расходе среды без учета потерь в ИУ:

(1.11)

Определение перепада давления в ИУ при максимальном расходе среды:

(1.12)

Определение пропускной способности трубопровода K_{V. T.:}

(1.13)

Определение максимальной расчетной пропускной способности ИУ:

(1.14)

Необходимо выполнение условия K_{V. Y.} > K_{V. МАКС.} и D_У.

D_У=65 мм.

K_{V. Y.} =200 м³/ч.

Выберем ИУ соответствующее этим параметрам.

Задвижка шланговая с электроприводом ОАО "ЗЭиМ", т/ф 33а929р1, БПА98001

Диаметр условного прохода: Ду=80мм;

Давление: Ру=1,6МПа;

Присоединение к трубопроводу: фланцевое.

Рабочая среда: жидкие среды для систем водоснабжения и канализации, неагрессивные и агрессивные среды, минеральные масла и нефтепродукты.

Проверка влияния вязкости на K_{V. Y.:}

Re=3530*Q_max/ (D_y*v); (1.15)

Re=3530*13/ (65*1,115*10^-4) =6331838,57.

Re>2000, влияние вязкости не учитывается.

Проверим ИУ на возможность возникновения кавитации.

Определим коэффициент гидравлического сопротивления ИУ:

(1.16)

Определим коэффициент кавитации К_С. в зависимости от о:

К_С. =0,65.

Определим перепад давления на ИУ, при котором возникает кавитация:

(1.17)

ДР_МИН. <ДР_КАВ (0,03<7,55), следовательно кавитации не возникает (выбранное ИУ прошло проверку на возникновение кавитаций).

Определение отношения пропускных способностей ИУ и трубопровода:

n=K_{V. Y.} /K_{V. T. (}1.18)

n=200/21,82=9,17.

Определение относительных расходов среды, максимального и минимального:

Предварительное значение максимального относительного расхода:

q^ПР_МАКС=K_{V. МАКС.} /K_{V. Y. (}1.19)

q^ПР_МАКС=191,4/200=0,957.

Определим истинное значение относительного расхода q_МАКС., q_МАКС. =0,98.

Определение минимального относительного расхода среды:

q_МИН=q_МАКС* (Q_МИН/Q_МАКС); (1.20)

q_МИН=0,98* (12/13) =0,905.

Определение рабочего участка расходной характеристики:

Максимальный относительный ход затвора: l_МАКС=0,93;

Минимальный относительный ход затвора: l_МИН=0,7.

2. Разработка пневматической схемы управления поршневым пневматическим исполнительным механизмом

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Компрессор

2. Вентиль

3.1, 3.2, 3.3 Обратный клапан

4. Фильтр влагоотделитель

5. Пневмораспределитель 3/2 с кнопочным управлением и возвратом от пружины

6. Главный пневмораспределитель 4/2

7. Пневмораспределитель 3/2 с кулачковым управлением и возвратом от пружины

8. Пневмораспределитель 3/2 с ручным управлением

9. Пневмораспределитель 5/2 с ручным управлением

10. Исполнительный механизм

11.1, 11.2, 11.3 Дроссели

3. Расчет пневматического поршневого исполнительного механизма (ППИМ)

Определение коэффициента нагрузки К, учитывающего действие силы вредного сопротивления, таблица 1.1: К=1,12;

Определение приближенного значения усилия Nпор, развиваемого поршнем (для тендема):

(3.1)

- учитывается только при расчете пружинных исполнительных механизмов.

Выбор величины давления в выхлопной полости механизма

Рв=0,2кгс/ см².

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3.2)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12447-80): D = 280 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3.3)

Произведем выбор пневматического цилиндра: так как подходящего нам цилиндра типа тандем не нашлось выбираем цилиндр другого исполнения.

Определение предварительного значения диаметра поршня ИМ:

(3.4)

Округлим полученное значение диаметра поршня до большего стандартного значения (ГОСТ 12447-80):

D = 400 мм.

Определим условный ход поршня:

; (3.5)

Выберем цилиндр московского завода "Пневмоаппарат": 11М - 400 - 600.

1 - односторонний (вид штока);

1 - трубная цилиндрическая (присоединительная резьба для подвода воздуха);

М - с магнитом на поршне;

400 - диаметр поршня цилиндра;

600 - ход поршня цилиндра;

d=90 - диаметр штока цилиндра.

Определим сумму сил вредного сопротивления N_{т м:}

Шток уплотняется резиновыми кольцами:

; (3,6)

где: p₂ - радиальное давление кольца на стенку цилиндра или крышки,

кгс/ см², ориентировочно р₂=6 кгс/ см²;

м - коэффициент трения, примем м=0,15;

D - диаметр поршня, D=40см;

d - диаметр штока, d=9см;

b - ширина уплотнительного кольца в месте контакта с крышкой или стенкой гильзы цилиндра, b=0,4см;

n - число уплотнительных колец, n=2;

.

Поршень уплотняется резиновыми кольцами:

(3,7)

Сумма сил вредного воздействия равна:

; (3.8)

Найдем эффективную площадь поршня по формуле:

; (3.9)

.

Определим значение действительного (расчетного) давления трогания поршня:

; (3.10)

.

Определение усилия противодавления на выхлопе:

; (3.11)

.

Определение уточненного значения усилия, развиваемого поршнем механизма двухстороннего действия:

; (3.12)

.

Уточненное значение без учета N_В, N_пор =2410,779 кгс, не должно отличаться более чем на 15 % от приближенного. Найдем 15% от приближенного значения: 15% = 361,62 кгс, т.е. уточненное значение не отличается от приближенного более чем на 15%, то выбранный вариант пневматического цилиндра удовлетворяет условиям эксплуатации.

3.2 Расчет параметров трубопровода пневматического питания