AEPTPMiTK_kursovaya
.pdf11
гидравлический КПД (ηг) учитывает потери, возникающие в результате гидравлических сопротивлений в подводе, рабочем колесе и отводе.
Насос или вентилятор выбирают по максимальным значениям производительности и напора. Условиями выбора являются соотношения
Qк ≥ Qмакс и Нк ≥ Нмакс, (4.4)
где Нк, Qк – каталожные значения мощности и производительности.
Максимальные значения Qмакс и Нмакс определяются из технического задания.
Так, в заданиях 1 и 3 даны максимальная производительность Qмакс и технические данные магистрали с неизменной конфигурацией последовательносоединённых участков. Максимальное сопротивление системы здесь определяется с помощью характеристики магистрали:
Нмакс = Нг + |
р2 − р1 |
+∑ hW, (4.5) |
γ g |
где Нг – геометрическая высота подъёма жидкости, м; р2, р1 – давления в напорной и всасывающей емкостях, Па;
∑hW – суммарные гидравлические потери в магистрали, м; γ – удельная плотность среды, кг/м3.
В магистралях, где напорная и всасываемая ёмкости находятся при атмосферном давлении (р2=р1=ра ), формула (4.5) приобретает вид
Нмакс = Нг + ∑ hW. (4.6)
Суммарные гидравлические потери:
∑hW = hl + hм , (4.7)
где hl – потери напора по длине трубопровода, м;
hм – местные потери в фасонных частях, запорной аппаратуре и др., м.
Гидравлические потери по длине трубопровода определяются по формуле
|
λlv 2 |
l |
||
hl = |
|
=8·λ |
|
·Q2, (4.8) |
d 2 g |
gd 5π 2 |
местные потери -
|
|
|
12 |
|
|
|
ξυ |
2 |
|
8 ξ |
|
hм = ∑ |
|
|
= |
|
·Q2, (4.9) |
|
|
g π 2 d 4 |
|||
2 |
g |
где l – длина трубопровода, м;
d – внутренний диаметр трубы, м;
v – средняя скорость движения воды, м/с; Q – расход воды через трубопровод, м3/с;
λ – коэффициент потерь напора; ξ – коэффициент местных потерь.
Значения коэффициентов ξ и λ, определённые экспериментальным путём, даны в справочниках по гидравлике и в приложении 3.
Максимальное сопротивление системы определяется по формулам (4.6) – (4.9) для максимальной производительности Qмакс, т.е.
|
8 λ l |
|
|
8 ξ |
|
|
2 |
||||
Нмакс = Нг + |
|
|
|
|
+ |
|
|
|
|
|
Q макс. (4.10) |
|
5 |
|
2 |
|
2 |
|
|
||||
|
g d |
π |
|
g π |
d |
4 |
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Взадании 2 (приложение 2) максимальные значения производительности
Qмакс и напора Нмакс даны в техническом задании. Особенностью нагрузки здесь является то, что магистраль имеет изменяющуюся с течением времени конфигурацию сети, т.е. описывается уравнением Нмаг = кi Q2маг , где кi – коэффициент, зависящий от фазы цикла.
Насосы, кроме выбора по напору и производительности, дополнительно проверяют на кавитационный запас.
Внасосах при достижении определённых условий может возникнуть явление, называемое кавитацией. Кавитация в насосах сопровождается резким шумом, треском и даже вибрацией насосной установки, при этом падает напор, мощность, подача и КПД. Работа в режиме кавитации не допустима.
Основным средством предупреждения кавитации является обеспечение превышения напора на входе в насос над напором, равным давлению насыщенного пара перекачиваемой жидкости. Это превышение, называемое кавитационным запасом, равно [3]
∆h = |
p В − p t |
- [+/- H ] + Σ hВ |
, (4.11) |
|
gγ |
||||
|
0 |
W |
где рВ – абсолютное давление на свободную поверхность жидкости в резервуаре, из которого ведется откачивание, Па;
рt – давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при рабочей температуре, Па;
13
Σ hВW - суммарные потери напора во всасывающем трубопроводе при максимально необходимой подаче, м;
H0 – геометрическая высота всасывания (геометрического подпора), м.
Величина H0 равна расстоянию по вертикали от оси вала насоса до уровня жидкости в резервуаре, из которого ее откачивают. Она имеет знак «+» при расположении насоса выше уровня жидкости (высота всасывания) и знак «-» при установке насоса ниже уровня жидкости (подпор).
Обычно принимают (рB - рt)/ρg = 10 м, что соответствует наиболее часто встречаемому случаю всасывания воды из открытого водоема при нормальном давлении. В этом случае выражение (4.11) имеет вид
∆h = 10-(+/- H0) + Σ hW, (4.12)
Бескавитационный режим работы насосов обеспечивается при соблюдении условия
∆h > ∆hдоп, (4.13)
где ∆hдоп – допускаемый для данного насоса кавитационный запас, м.
Подбор насосов осуществляется с помощью каталогов, в которых обычно приведены сведения о назначении и области применения насосов, краткое описание конструкции, технические и графические Q – H характеристики, чертежи общих видов насосов и насосных агрегатов с указанием габаритов и присоединительных размеров.
При выборе насоса следует учитывать, что требуемые режимы работы (подача и напор) должны находится в пределах рабочей области его характеристики.
Конструктивно насосы можно разделить на одноступенчатые, секционные, одностороннего и двухстороннего входа. Многоступенчатые секционные насосы, например типа ЦНС, отличаются от одноступенчатых числом рабочих колес и применяются в тех случаях, когда необходим высокий напор. В таком насосе напор повышается пропорционально числу колес. Насосы с двухсторонним входом (тип Д) позволяют уменьшить продольную нагрузку на ось рабочего колеса и поэтому используются в насосах с высокими напором и производительностью. Насосы двухстороннего всасывания имеют большую высоту всасывания, чем насосы одностороннего всасывания при тех – же подаче и частоте вращения вала.
Для выбора типоразмера насоса или вентилятора на предварительном этапе следует использовать сводные графики полей Q – H характеристик или универсальные характеристики. Типоразмер насоса выбирают по максимально необходимой подаче и максимальному сопротивлению системы. Следует иметь ввиду, что максимальный напор может не соответствовать максимальной производительности. Уточняют выбор по технической и графической Q – H
14
характеристике каталога данного типа насоса, кривая напора которого должна проходить через точку максимальных параметров или быть несколько выше ее. Там же определяется номинальная частота вращения рабочего колеса и его диаметр. Затем, если нужно, проверяются кавитационные условия.
15
5. Составление функциональной и принципиальной электрической схем
Составление функциональной схемы следует производить на основе анализа технических данных курсовой работы и научно–технической литературы.
При составлении функциональных схем следует объяснить использование того или иного вида преобразователя, вид и назначение обратных связей, систем управления силовым преобразователем, необходимость и законы регулирования параметров преобразователей и т.д. При составлении конкретной функциональной схемы необходимо обязательно учитывать особенности нагрузки: ее вид, условие эксплуатации. Например, детерминированный характер нагрузки т.е. зависимость момента только от скорости снижает требования к жесткости механических характеристик и позволяет широко использовать разомкнутые системы. Резкое уменьшение нагрузки вентиляторов при уменьшении скорости и холостой пуск насосных агрегатов допускает в некоторых случаях прямой пуск без использования реостатов и т.п.
При составлении принципиальной электрической схемы предпочтение стоит отдавать электроприводам, построенным с использованием современной элементной базы. С другой стороны, использование оборудования должно быть соотнесено с условиями его эксплуатации.
Поскольку в дальнейшем необходимо сравнивать варианты электроприводов по энергетическим и массо-габаритным показателям, в принципиальной схеме необходимо использовать схемные решения и элементную базу, соответствующую этим условиям.
16
6. Выбор двигателя и элементов силовых цепей
Порядок расчёта мощности двигателя регулируемого электропривода зависит от характера нагрузки двигателя и способа регулирования скорости.
Исходными данными для расчета мощности двигателя являются каталожная Q – H характеристика исполнительного механизма (насоса или вентилятора) и характеристика магистрали. Характеристика магистрали для насоса может быть построена по выражениям (4.5) или (4.6). Для вентилятора характеристика магистрали имеет вид
H = k·Q2 , где k = Hмакс/Q2макс. 6.1)
Для заданий 1,3,4 при электрическом способе регулирования производительности порядок расчёта характеристики нагрузки следующий. Строится каталожная Q–H характеристика исполнительного механизма (рис.1).
С помощью формул пересчёта
Нij = |
H ki |
·ω2j ; |
Qij = |
Q ki |
·ωj, (6.2) |
|
ω 2 |
ω |
k |
||||
|
k |
|
|
|
|
где Нкi, Qкi – напор и подача произвольной i–й точки на каталожной характеристике;
ωj - произвольные значения частоты вращения,
cтроятся Q–H характеристики исполнительного механизма для скоростей ωj, отличных от каталожной. Они получаются соединением всех точек (Нij ,Qij) с номером j. Строятся 5-7 Q–H характеристик, охватывающих весь диапазон изменения производительности исполнительного механизма. Особо строятся характеристики насоса(вентилятора), обеспечивающие максимальную и минимальную производительности. Для этого подбором ωj добиваются того, чтобы одна из вновь построенных Q–H характеристик проходила через точку с координатами (Нмакс, Qмакс) на характеристике магистрали (точка В1 на рис.1). Если вал исполнительного механизма непосредственно соединён с валом двигателя, соответствующая этой характеристике скоростьωj=ωмакс будет являться максимальной скоростью двигателя, при которой обеспечивается максимальная производительность Qмакс. Аналогично определяется характеристика исполнительного механизма, обеспечивающая минимальную производительность Qмин, и соответствующая этой характеристике минимальная скорость двигателя
ωмин.
Точки пересечения магистрали с вновь построенными Q–H характеристиками Ак, А1,…,А7 определяют рабочие режимы системы «исполнительный механизм–магистраль» для конкретной скорости
17
исполнительного механизма. Мощность на валу исполнительного механизма в рабочих точках определяется как
H A Q A λ g |
·10-3 , кВт, (6.3) |
РА = ηмехА |
где НА, QА – напор и подача в точке А; м, м3/с;
ηмех А – КПД исполнительного механизма в точке А.
|
|
|
|
|
|
18 |
|
|
|
|
|
|
|
Исполнительный механизм |
|
|
|
|
|
= f(Q) |
Q |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
мех |
|
||
|
|
|
макс |
|
|
|
ή |
|
|||
|
|
K |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
|
|||
|
Ki |
iJ |
|
|
|
|
|
|
|
мин |
|
магистраль |
,Q |
,Q |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Кi |
iJ |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Н |
Н |
|
|
|
|
|
|
|
6 |
|
|
|
К |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
А |
|
|
|
|
|
|
|
|
7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
макс |
|
Q, |
|
1 |
|
|
|
|
|
|
мехА3 |
Q |
|
|
А |
|
|
|
|
|
|
ή |
|
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
А |
|
|
|
|
|
|
|
|
21 |
22 |
|
3 |
|
|
|
|
|
|
Рис.1 |
|
,Q2 |
|
|
|
|
|
|
|
|||
K2 |
,Q |
|
4 |
|
|
|
|
|
|||
,Q |
К21 |
К22 |
А |
А |
|
|
|
|
мин |
||
К2 |
Н |
Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Q |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
5 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
А |
|
|
|
K1 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
,Q |
11 |
12 |
|
|
|
|
|
|
6 |
|
|
К1 |
,Q |
,Q |
|
|
|
|
|
|
А |
|
|
Н |
К11 |
К12 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
мах |
Н |
Н |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
H,ή |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
7 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
А |
|
|
В общем случае, когда Нг ≠ 0, КПД механизма в рабочих точках отличен от |
|||||||||||
номинального. Для определения ηмех |
А |
используют |
зависимость ηмех |
= f(Q), |
|||||||
которая задаётся в каталогах (рис.1), и пересчётные параболы, которые можно |
|||||||||||
построить по формулам пересчёта (6.2) соединением всех точек с одинаковыми i. |
19
Допустим, нужно определить КПД в точке А3. Для этого проводится пересчётная парабола через точку А3 до пересечения с каталожной характеристикой исполнительного механизма. По полученной в точке пересечения подаче Q' в соответствии с кривой ηмех = f(Q) определяется искомый
КПД в точке А3 ηмех А3.
Следует отметить, что пересчётные параболы являются линиями равного КПД, и в частном случае, когда характеристика магистрали с Нг = 0 совпадает с пересчётной параболой (вентиляторная нагрузка), регулирование осуществляется с постоянным КПД.
Зная мощность в точке А РА и скорость, при которой она была получена ωjА, легко определить момент МА на валу двигателя:
P A |
·103 , Н·м. (6.4) |
МА = ω jA |
Соединяя точки МА и ωjА в координатах ω–M, получаем кривую нагрузки на валу двигателя ω = f(Мс) (рис.2).
Выбор мощности двигателя зависит от способа регулирования скорости. При регулировании изменением параметров статорной цепи (напряжения,
добавочных сопротивлений), в том числе с обратными связями по скорости, напряжению и току, когда ФВ = var, двигатель по мощности выбирается из следующего условия:
∆Р2р макс ≤ ∆Р2Н, (6.5)
где ∆Р2Н – номинальные потери в роторе выбираемого двигателя (рассчитывается по каталожным данным);
∆Р2р макс – максимальные потери в роторе.
Выражение (6.5) справедливо в предположении постоянства теплоотдачи и соотношения потерь в статорной и роторной обмотках при изменении скорости. Если, кроме этого, отсутствует дополнительный отвод мощности из ротора, т.е. нет добавочных сопротивлений и асинхронный двигатель не включён в каскад, условие может быть записано в виде
∆Р2s макс ≤ ∆Р2Н, (6.6)
|
|
|
20 |
|
ω |
|
|
ω |
0 |
|
ω(Мс) |
ωмакс |
|
естественная |
|
|
|
1 |
характеристика двигателя |
|
|
|
|
|
|
2 |
|
|
|
3 |
|
|
m |
|
|
ωмин |
|
|
|
|
Мсмин |
Мсмакс |
М |
Рис. 2
|
Р2s |
|
|
|
|
Р2sмакс |
Р2s2 |
Р2s3 |
|
|
|
|
Р |
2s4 |
|
||
Р2sн |
Р2s1 |
|
|
Р2sm |
|
|
|
|
Р2p1 |
Р |
2p2 |
Р |
|
Р |
|
|
Р |
2pm |
||
|
|
|
2p3 |
|
|
|
|
|
|
2p4 |
1 S |
SН |
|
|
SМ |
Sm |
Рис. 3
где ∆Р2s макс – максимальная мощность потерь скольжения в заданном диапазоне изменения скорости.
Максимальные потери скольжения могут быть найдены графически и аналитически.
При графическом методе, пользуясь выражением
∆Р2sm= Мс (ω0 - ωm), (6.7)
где Мс, ωm – текущие момент и скорость нагрузки в m-й точке;
ω0 – синхронная скорость двигателя, ближайшая к максимальной