Основы гидравлического расчета трубопроводов

Судовые системы. Основы гидравлического расчета трубопроводов Гидравлической характеристикой трубопровода называется графическая зависимость напора Н от расхода жидкости Q через этот трубопровод. Напором называется удельная энергия, отнесенная к единице веса жидкости. H  P  g - потери энергии в трубопроводе при течении жидкости: h h  hтр  hм hтр - потери энергии на трение жидкости о стенки трубопровода по его длине. 2 l V h   d 2g тр - коэффициент гидравлического трения, который в общем случае является  функцией числа Рейнольдса (Re) и шероховатости стенок трубы. l - длина трубопровода, м; 2 U - уточненное значение скорости движения жидкости по трубопроводу, м/с ; d – стандартный диаметр трубопровода, м; 2 g - ускорение свободного падения, м/с . 2 Число Рейнольдса (Re) определяется для турбулентного потока по формуле: Re  d V  hм - потери напора в местных сопротивлениях (отводы, краны, тройники, клапаны и т.д.), м; 2 V h    2g м  ,м - сумма коэффициентов местных сопротивлений. Если трубопровод не горизонтален, нужно учитывать потери энергии на подъем жидкости в трубопроводе. Эти затраты называются статическим напором: hст  z 2  z1 Потребляемый напор будет определяться как сумма местных потерь и потерь в трубопроводе: hпотр  hтр  hм  hст Расход жидкости через трубопровод: Qтр  F V V - скорость движения жидкости; F - площадь поперечного сечения трубопровода F  Qтр   d2 Потребляемый напор: 4 V  d2 4  V  4 Q  d2 H потр  hст  k Q 2 Характеристикой трубопровода называется графическая зависимость потребляемого напора Н от расхода жидкости Q через этот трубопровод. Гидравлический расчет трубопровода Расчет служит основой для определения диаметра трубопровода, скорости движения жидкости в трубопроводе и параметров работы механизма, подачи или напора. Существует несколько случаев расчета: 1. задается схема системы, диаметр трубопровода и расход жидкости. Нужно подобрать насос, т.е. определить параметры напора и подачи. 2. даны параметры насоса и схема трубопровода. Определить диаметр и расход через трубопровод. Существует 3 метода расчета: 1. аналитический; 2. метод потери на напор; 3. метод характеристик. При любом методе расчета необходимо: 1. построить схему системы и указать места расположения местных сопротивлений и механизмов; 2. необходимо разбить схему на расчетные участки. Расчетным участком называется участок трубопровода, имеющий одинаковые диаметр и расход. Начало и конец каждого участка необходимо обозначить двумя узловыми точками. Указать для этих точек высоту от базовой плоскости. 3. на выносной линии указать для участка диаметр, длину и скорость движения. Аналитический метод расчета Аналитический метод расчета используется для расчета как простых, так и сложных трубопроводов. Расчет простого трубопровода. Основные расчетные данные: 1. 2. 3. 4. 5. - длина трубопровода на участке 1-2, м; Z1 – высота точки выхода жидкости (точка 1), м; Z2 – высота точки входа жидкости (точка 2), м; V1-2 - скорость движения жидкости на участке трубопровода 1-2, м/с; d - диаметр, мм; l 1 2 2 2 P1 V P2 V z1   1  h12  z 2   2  g 2 g  g 2 g H1  P1  g H2  ; P2  g 2 2 V V z1  H1  1  h1 2  z2  H 2  2 2 g 2 g Для простого трубопровода скорость в сечении V1 равна скорости в сечении V2 V1 = V2 =const H 2  z1  z 2  h12  H 1 Рассмотрим случай 1. H1 = ! H 2 = ? Q1 2 = ? участок 1-2 – отросток пожарной системы. Решение: 1. Q    f 2 gH , 1 2 1 1 f - площадь поперечного сечения пожарного ствола:  d  f  4 2 спр , м2  - коэффициент истечения потока жидкости из пожарного ствола. 1 2. Скорость движения жидкости в трубопроводе на участке 1-2 принимаем согласно правилам РР равной 4 м/с, для трубопроводов систем водотушения. 3. Определяем диаметр отростка трубопровода на участке 1-2: d12  4Q  V 1 2 ,м 1 2 4. Приводим полученный диаметр трубопровода к стандартному размеру. Уточняем значение скорости движения жидкости по трубопроводу на участке 1-2 для стандартного наружного диаметра трубопровода: V12  5. Рассчитываем потери напора на участке 1-2: h 1 2 6. 4Q12 , м/с   d122  h м12  hтр1 2 , м H 2  ( z1  z 2 )  H 1  h12 , м Выполнив гидравлический расчет трубопровода, строят его гидравлическую характеристику. Для этого гидравлический расчет проводят еще для нескольких значений расхода. Параметры механизмов судовых систем. Гидравлической машиной называется механизм, который сообщает протекающей через него жидкости механическую энергию или получает часть энергии потока жидкости и передает ее рабочему органу. В первом случае – это насос, во втором – гидродвигатель. Классификация насосов по принципу действия: 1. динамические; 2. объемные Динамические насосы: 1. лопастные (центробежные, осевые); 2. насосы трения (вихревые, струйные). Объемные насосы: 1. поршневые (плунжерные, поршневые); 2. роторные (шестеренные, винтовые, пластинчатые); 3. роторно-поршневые (аксиально- и радиальнопоршневые). По назначению насосы делятся в зависимости от системы, в которой они используются. Основные параметры гидромашин: 1) подача Q : - объемная [м3/ч] - массовая [кг/ч] Различают действительную подачу м идеальную. Qид  Q  q 2) напор H [м] Принимаем сечение 1-1 как вход в насос, а сечение 2-2 как выход. 2 Напором называется разность жидкости на выходе и входе в насос. V2 P2 1 Z1 V1 2 Z2 P1 1 H энергий P1  P2 V22  V12   Z 2  Z1 g 2g Z 2  Z1  0 , так как насосы компактные V22  V12 = 0, так как жидкость неразрывна 2g P P H 1 2 g Давление на выходе измеряется манометром, на входе – вакууметром. 3) мощность N : полезная N П затраченная N N П  H Q  g  PQ [Вт] 4) коэффициент полезного действия  NП N   О М  Г КПД насоса без привода 5) вакууметрическая высота всасывания H В [м] Различают вакууметрическую и геометрическую высоту всасывания. Геометрическая высота всасывания – это расстояние по вертикали от уровня перекачиваемой жидкости до входного патрубка в насос. 2 1 P0 P V  1  1  z1   hВС   g   g 2 g 1 Z1 2 P0 P0  P1 V12 HВ    Z1   hВС g 2g 2 где: P0 - атмосферное давление; P1 - показания вакууметра; V1 - скорость входа жидкости в насос; Z1 - геометрическая высота всасчвания; h - суммарные потери во всасывающем трубопроводе. Вакууметрическая высота всасывания – это энергия, которую нужно затратить на преодоление сопротикления во всасывающем трубопроводе, на подъем жидкости к насосу и на разгон жидкости на входе в насос. Вакууметрическая высота всасывания ограничена из-за возможности возникновения кавитации. Кавитацией называется явление возникновения разряженных пространств внутри корпуса насоса, заполненных парами или газами перекачиваемой жидкости. При попадании пузырька в область повышенного давления он конденсируется, что приводит к кавитационной эррозии, снижению КПД, подачи и напора, появлению шума и вибрации. Вакууметрическая высота всасывания , при которой наступает кавитвция, называется максимально допустимой вакууметрической высотой всасывания. ВС Характеристики насосов. H N N HВ N опт   Характеристикой насоса называется зависимость основных параметров насоса от расхода для динамических насосов, и от давления для объемных насосов. Hопт H HВопт HВ Qопт Q Рабочая точка насоса и вентилятора. 3 3 Z3 l – удельная энергия l0 – l1 = hвс 2 2 Z2 1 1 Z1 (потери на всасывание) l2 – l3 = hнаг (потери в нагнетательном трубопроводе) l2 – l1 = H Z1 0 P0 (напор насоса) Z0 l1 l0 l3 l l2 Для определения рабочей точки насоса на конкретный трубопровод надо совместить характеристику насоса и характеристику трубопровода. Точка пересечения этих характеристик будет являться рабочей точкой. 1 – характеристика насоса H = f(Q); 2 – рабочая точка; 3 – характеристика трубопровода Hтр = f(Q). При пересечении характеристики всасывающего трубопровода и характеристики всасывания насоса получится точка, которая определит начало кавитации. Трюмные системы. Балластная система. Балластная система предназначена для придания судну необходимых мореходных качеств путем изменения его осадки, крена и дифферента. К балластной системе относятся: 1) Система замещения - поддерживает постоянную осадку судна при расходе топлива; 2) Креновая и дифферентная системы; 3) Балластная система, которая явлвется универсальной системой. В состав балластной системы входят цистерны для водяного балласта, насосы и трубопроводы для его приёма и выкачки, воздушные трубы для входа воздуха в балластные цистерны и выхода из них, устройства для контроля количества балласта в цистернах. Требования к балластной системе: - должна обеспечивать отдельное заполнение всех цистерн, а также одновременное их заполнение; - должна обеспечивать перекачку балласта из одной цистерны в другую; - устройство системы должно предотвращать самопроизвольное попадание воды из-за борта; - система должна выполнять свои функции при минимальном количестве балласта. Система может быть выполнена как по централизованному, так и по децентрализованному принципу. Принципиальная схема балластной системы Основы расчета балластной системы. 1. определяются внутренние диаметры отростков балластного трубопровода для отдельных цистерн по формуле: d  16 3 V где: d - диаметр отростка, мм; V - объём балластной цистерны, м3. Диаметр магистрального трубопровода балластной системы должен быть не менее диаметра отростка, принятого для наибольшей балластной цистерны. 2. по диаметру балластной магистрали и скорости движения жидкости в ней можно найти подачу балластного насоса: d 2 Q V  3600 ,м3/ч 4 где: d - диаметр балластной магистрали, м; v - скорость движения жидкости, которую можно принять равной 2 м/с. 3. напор балластных насосов принимают в зависимости от осадки и длины напорного трубопровода. Обычно он принимается в пределах 15-30 м. 4. количество приемных раструбов в балластной цистерне от 1 до 3 шт. При уклоне днища <50 раструбы располагаются у бортов, >50 – у ДП. 5. Расстояние от раструбов до нижней поверхности танка ¼ диаметра. 6. Диаметр отверстия у приемной решетки кингстона = 20 мм. 7. По параметрам напора и расхода выбирается насос с известными характеристиками. 8. Определяют величину сопротивления всасывания для трубопровода, ведущего к самому удаленному отсеку. Целью расчета является получение характеристики всасывающего трубопровода. После получения характеристики трубопровода ее совмещают с характеристикой высоты всасывания. Возможны два варианта: в первом случае точка пересечения этих характеристик оказалась левее необходимой подачи. В этом случае в насосе начнется кавитация при расчетной подаче. Для смещентя характеристики трубопровода для варианта два (точка пересечения должна быть правее расчетной подачи насоса) необходимо снизить сопротивление трубопровода (уменьшить количество местных сопротивлений, увеличить диаметр трубопровода, уменьшить длину трубопровода (создать либо автономную, либо децентрализованную систему)). Осушительная система. Осушительная система служит для удаления небольших количеств воды из корпуса судна (из грузовых трюмов, машинных отделений, бытовых и др. помещений). В состав осушительной системы входят осушительные средства (насосы, эжекторы), осушительные трубопроводы, арматура и средства контроля уровня подсланевых вод. Требования к осушительной системе: - удаление воды из отдельных помещений; - исключать попадание воды в корпус через трубопроводы системы. Система может быть выполнена как по централизованному, так и по децентрализованному принципу. Принципиальные схемы осушительных систем Установака приемных сеток осуществляется в осушительных грязевых колодцах, объем которых равен объему жидкости во всасывающем трубопроводе. Для уменьшения объема колодца на конце трубопровода устанавливают невозвратный клапан. Трубопроводы осушительной системы прокладываются вне двойного дна и защищаются кожухами. На судах устанавливают 2 осушительных насоса, один из которых осушает воды, загрязненные нефтепродуктами. Основы расчета осушительной системы. 1. определяется диаметр приёмной осушительной магистрали: d  1,5 L(B  H)  25 ,мм где: L, B и H - длина, ширина и высота борта судна, м. 2. определяется диаметр приёмных отростков, присоединяемых к магистралям: d o  2 l (B  H)  25 , мм где: l - длина осушаемого отсека, м; В - ширина осушаемого отсека, м. При этом диаметр магистрали и отростков не может быть менее 40 мм. 3. зная диаметр приёмной магистрали, определяют подачу осушительного насоса: d 2 Q V  ,м3/ч 4 где: d - диаметр приёмной магистрали, м; v - скорость воды в приёмной магистрали, м/с. Согласно Правилам Речного Регистра РФ V  2 м/с. 4. напор осушительного насоса лежит в пределах 15-20 м. 5. по этим параметрам подбирается насос и производится проверочный расчет всасывающего трубопровода (т.е. гидравлический расчет трубопровода). Проверяют положение точки пересечения характеристики трубопровода и насоса относительно заданного параметра расхода Q. Противопожарная система. Характерные особенности пожара на судах: внезапность и интенсивность; быстрое распространение; интенсивность воздухо- и газообмена; возникновение взрывоопасной и отравляющей среды; ограниченный доступ к очагу пожара; необходимость обеспечивания живучести судна. Существуют два метода борьбы с пожаром: 1) конструктивный – негорючие материалы, огнезадерживающие и огнезащитные переборки; 2) разработка средств боьрбы с пожарами – противопожарная система (сигнальные и тушащие системы). Классификация тушащих систем: 1) по роду огнегасящего вещества: водяные, паротушения, пенотушения, газотушения и огнегасящие жидкости СЖБ; 2) по способу тушения: объемные (вытеснение кислорода из объема помещения); поверхностные (отделение кислорода от охлаждаемой поверхности). Правилами РР регламентируется, какие системы могут быть использованы в определенных помещениях. Сигнальные системы: 1) электрические; 2) дымовые. Требования к тушащим системам: - постоянная готовность к действию; - универсальность; - наличие нескольких постов управления; - использование высокоэффективных огнегасящих средств; - согласованность применения огнегасящих и осушительных средств; - сокращение объема применяемых горючих материалов; - надежность. 1) 2) 3) 4) 5) 6) Система водотушения. Назначение: для тушения пожара сплошной струей воды и прекращение горения за счет охлаждения поверхности. Кроме того, вода из этой системы используетя в пенотушении и других судовых системах. Требования к системе: - достаточное количество воды. Производительность пожарного насоса должна обеспечивать расход воды через 15% от общего количества одновременно открытых пожарных кранов, но не менее трех. Если система обслуживает пенотушение, то 7,5%, но не менее двух. - достаточный для каждого судна напор насоса. Для этого напор насоса должен обеспечивать напор у самого отдаленного пожарного крана, обеспечивающий компактную струю, превышающую надстройку на 10м; - в любой точке судна должна быть обеспечена подача воды не менее чем от двух пожарных кранов; - постоянная готовность к действию. 1) линейная Линейная система используется в основном на сухогрузных судах. Как правило, магистральный трубопровод проходит вдоль одного борта. На речных судах его располагают на главной палубе, на судах при эксплуатации с отрицательными температурами – под главной палубой. 2) кольцевая Кольцевая система применяется на пассажирских судах, танкерах и судах-спасателях. Преимущества: повышенная живучесть. Недостатки: повышенные масса, сложность, стоимость. На судах с кольцевой системой при длине судна >65м. Необходимо устанавливать не менее двух перемычек. Основы расчета осушительной системы. 1. построение схемы системы (обоснование выбора количества клапанов). 2. выделяют самый удаленный трубопровод 3. определяют высоту струи от ствола из удаленного крана SВ 4. определяют диаметр соплового отверстия пожарного ствола: dспр = 13мм (при длине т/х до 65м) dспр = 16мм (при длине т/х >65м) 5. по графику по величинам dспр и SВ определяют расход через пожарный кран Q 6. по расходу через пожарный кран Q определяют подачу насоса QК 7. определяют величину B = f(dспр, b) 8. производят гидравлический расчет самого удаленного трубопровода 9. совмещают напорную характеристику насоса и трубопровода. Углекислотная система (СО2) СО2 в 1,5 раза тяжелее воздуха и при попадании в помещение вытесняет воздух (кислород). Хранится СО2 в жидком состоянии при давлении 5 Мпа при t = 200. Расход СО2 - 1кг. на 2м3 помещения. Количество СО2 рассчитывается из расчета 1/3 максимального объема помещения Недостатки: необходимо большое количество СО2, опасность для людей, трудоемкость контроля. Достоинства: универсальность. Система пенотушения. Прекращение горения за счет изоляции очага пожара от кислорода. На судах применяется воздушно-механическое и химическое пенотушение. 1. кингстон 2. пожарный насос 6 4 5 3. эжектор-смеситель 4. цистерна пенообразователя 3 5. рукав 6. ствол 1 2 Состав пены: 90%воздуха, 9,6% воды, 0,4% пенообразователя. Центробежные насосы. Принцип действия и конструкция центробежных насосов. Центробежные насосы несамовсасывающие, поэтому перед пуском он должен быть залит перекачиваемой жидкостью. Принцип действия: Жидкость под действием лопастей приводится во вращение и под дйствием центробежной силы выбрасывается в спиральный канал, где она собирается и через диффузор выходит из насоса. Новые порции жидкости поступают к центру рабочего колеса под действием внешнего давления. Диффузор служит для уменьшения скорости жидкости и увеличения ее давления. Достоинства: 1) простота конструкции; 2) высокие обороты рабочего колеса; 3) высокие подача и напор; 4) высокая надежность. Недостатки: 1) несамовсасывающий; 2) большая кавитация; 3) наличие осевой силы; 4) зависимость напора от подачи. Область применения: пожарные, балластные, осушительные, водоснабжения, грузовые и др. системы. Классификация: 1. по количеству ступеней – одноступенчатые и многоступенчатые; 2. по виду рабочего колеса – закрытое, полуоткрытое, открытое; 3. по расположению оси вращения – вертикальные и горизонтальные. Осевая сила и способы ее уравновешивания. PН PН R2 S PВХ R0 PОС RВ РВХ – давление на входе РН – давление на выходе RВ – радиус приводного вала R0 – радиус рыбочего колеса на входе R2 – радиус рабочего колеса на выходе S – неуравновешенная площадь между ведущим и ведомым диском РОС = РН·S = (R02 – RВ2)Н··g 1) 2) 3) 4) 5) 6) Способы борьбы с осевой силой: использование двухстороннего всасывания; использование симметричного расположения рабочих колес; применение разгрузочных отверстий и уплотнительных колец; установка радикальных ребер на ведущем диске; установка упорных подшипников; установка гидравлической пяты. Построение треугольника скоростей. R1ср – средний радиус рабочего колеса на входе b1 – ширина лопасти на входе V м1  R1ср b1 Q f1  0 где: f1 - площадь боковой поверхности на входе  0 - объемный КПД  f1  R1СР   b1 f1   1 R1СР 2 b1 1 - коэффициент стеснения потока жидкости, учитывает уменьшение площади проходного сечения на входе за счет наличия лопастей, имеющих свою толщину. 1 = 0,75  0,85 VМ 1  Q 2 R1СР  1 b1  0 U 1  R1СР  n n  U1  R1СР 30 30 Как правило, судове насосы не имеют напрвляющего аппарата, закручивающего поток на входе в рабочее колесо, поэтому скорость VU1 = 0 или известна из параметров направляющего аппарата.  1) треугольник скоростей на входе W1 V1 1 – угол наклона лопасти на входе в рабочее колесо VМ1 1 1 VU1 U1 2) треугольник скоростей на выходе f1  2  R2 b2 2  2 = 0,85  0,95 Q VМ 2  2 R2  2 b2  0 n U2  R2 30 При известном значении угла лопасти на выходе 2 можно построить треугольник скоростей на выходе. W2 V2 VМ2 2 2 VU2 U2 Из теореме о моменте количества движения известно, что производная от момента количества движения по времени равна моменту внешних сил. LКД  m V2 cos  R2 М  dLК Д dt Принимаем уравнение момента внешних сил к установившемуся потоку в равномерно вращающемся межлопастном канале. А, В – площади f – площадь боковой поверхности Через промежуток времени dt объем АВ перемещается в положение А’В’, где жидкость в объеме АВ’ – это изменение количества движения, т.к. масса и скорость постоянны. Изменение количества движения по всей струе будет равно: dLКД  dL AA '  dLBB ' В результате преобразований получим общий момент, действующий на струйку жидкости: М   Q К (VU 2СР  R2  VU 1СР  R1 ) где: VU 2  cos  Умножим обе части равенства на :  М    QК (VU 2СР  R2  VU 1СР  R1 )  М  N П  QК H Т  g В результате дальнейших преобразований выразим HТ: HТ  VU 2СР U 2  VU 1СР U 1 g - уравнение Эйлера (основное уравнение лопастных насосов). Если нет закручивания потока жидкости на входе в рабочее колесо, то уравнение примет вид: HТ  VU 2СР U 2 g Величина окружной составляющей скорости VU 2СР зависит от величины относительной скорости и ее направления. Если бы рабочее колесо имело бы бесконечное множество лопастей, тогда траектория частиц на выходе рабочего колеса была бы известна и направление скорости W2 совпадало бы с касательной к лопасти на выходе из колеса. В этом случае VU 2 легко определить из треугольника скоростей. Тогда: HТ   VU 2   U 2 g В действительности короткие каналы рабочего колеса не создают направленного потока и поэтому теоретический напор с бесконечным числом лопастей меньше теоретического напора. HТ   HТ Тем не менее уравнение Эйлера используют: 1. при расчете напора и размеров рабочего колеса; 2. при анализе влияния размеров и углов 1 и 2 на работу насоса. Для перехода от теоретического к действительноиу напору используют поправки на конечное число лопастей. Рассмотрим методы определения поправок на конечное число лопастей. 1. поправка Стодола: Поток в межлопастном канале расматривается как сумма двух потоков: 1 – как в насосе с бесконечным числом лопастей; 2 – как вихревой поток, обусловленный инерцией жидкости. Эти потоки суммируются. V2 W2 VU 2  VU 2   W2 VМ2 W2 VU2 VU2   sin  z U   1  2   sin  2 U 2 z W 2  U 2 2 HТ HТ U2 Поправка Стодола используется для быстроходных центробежных насосов. 2. поправка Пфлейдера H T  H T   где: κ – коэффициент циркуляции: 1   1 p где: р – коэффициент снижения мощности: p 2   Z 1    1 R1   R2  2 где: z – число лопастей рабочего колеса, шт.; R1- радиус рабочего колеса на входе, м; R2- радиус рабочего колеса на выходе, м; φ- эмпирический коэффициент, рассчитывается по эмпирической зависимости:  = (0,550,65)+0,6sin  2 л где: 2л – угол наклона лопасти на выходе рабочего колеса. Поправка используется на тихоходных колесах. Действительный напор насоса: H  H Т  Г Степень реактивности рабочего колеса. При прохождении жидкости через колесо растет как кинетическая, так и потенциальная энергия жидкости. H Т  H Т .пот  H Т .кин ( дин ) V V V V V 2  VU21 VМ2 2  VМ2 1 V V    U2  2g 2g 2g 2g 2g Так как VМ 2  VМ 1 , тогда: VU22 H Т .дин  2g Отношение потенциальной составляющей напора к полному напору называется степенью реактивности рабочего колеса. H H   Т .пот  1 Т .дин HТ HТ V   1 U2 2U 2 С увеличением 2Л увеличивается напор, но снижается , то есть увеличение напора достигается за счет его динамической составляющей, а преобразование динамической составляющей в потенциальную сопряжено с большими гидравлическими потерями, поэтому при переходе к действительным напорам имеем: H Т .дин  2 2 2 1 2 U2 2 М2 2 U1 2 М1 H   H   H  поэтому угол 2Л выполняют в пределах (15-35)0, что позволяет получить  = 0,6 – 0,8. Элементы теории подобия и коэффициенты быстроходности лопастных насосов. Для создания новых насосов стараются использовать наиболее эффективные имеющиеся насосы. Для этого необходимо подобрать среди имеющихся насосов насос, подобный проектируемому. Существуют 3 вида подобия: 1. геометрическое подобие, то есть пропорциональность размеров и равенство углов D2 Н D1Н b2 Н    D2 П D1П b2 П  - множитель геометрического подобия. 2. кинематическое подобие, то есть подобие линий потока и пропорциональность скоростей движения жидкости. WН VН U Н  Н  RН n Н      WП VП U П  П  R П n П Q Н FН  VН n Н 3    Q П FП  VП n П где: FН – характеристика площади на выходе из рабочего колеса существующего насоса; FП – сходственная площадь проектируемого насоса. FН  2 FП первое уравнение подобия QН nН 3   QП nП - Выведем выражение для напоров подобных насосов: 2 второе уравнение подобия - H Н V Н2  n Н    2  2   H П VП  n П  Выведем уравнение для мощностей: 3 N Н  Н g QН Н Н  nН    5    NП  П g QП Н П  n П  3. динамическое подобие определяется равенством чисел Рейнольдса U D Re  2 2  где: D2 – максимальный диаметр на выходе рабочего колеса;  - кинематическая вязкость. Число (критерий) подобия – мера относительной интенсивности существенных (значимых) для данного явления процессов. По формулам подобия для UН и n можно рассчитать изменение параметров расхода и напора при изменении n. Кроме того, можно рассчитать размеры и параметры проектируемого насоса, подобного данному. Любой режим работы насоса отражен на характеристике насоса. Представляет интерес оптимальный режим работы (при максимальном КПД). Подбирать насос, подобный проектируемому, нужно по оптимальным параметрам. Расчет и профилирование спирального канала центробежного насоса. Расчет строится из условия постоянства скоростей движения жидкости в спиральном канале. Средняя скорость движения жидкости в спиральном канале определяется по формуле: VСП  К СП  2 g H где КСП – коэффициент спирального канала, зависит от коэффициента быстроходности Определяем площади на соответствующих сечениях 1, 2, …,8 проходного сечения спирального канала. F  Q Vсп 360 0 F  Q 45 0 Vсп 360 0 Определим высоту отливного канала в каждом сечении: D3  K Д  D2 где КД – коэффициент внутреннего диаметра отливного канала. K Д  f (n S ) По формулам в методичке находят величину находят величину высоты трапеции h отливного канала для каждого сечения. Угол раскрытия диффузора  = 6  80 Определяется длина диффузора: D н  D θ  2 tg  д   2  Скорость на выходе из диффузора должна быть не менее 2м/с для осушительной и балластной систем, для пожарной системы не более 4м/с. L Действительные и теоретические характеристики центробежного насоса. Характеристика центробежного насоса – это графическая зависимость основных параметров насоса (Н, N, , НдВ) от расхода. H , N , , H ДВ  f (Q ) H  f (Q ) H 1 2 HТ = f (QК) HТ = f (QК) H = f (QК) H = f (Q) Q 1 – напор с учетом поверхностных потерь; 2 – напор с учетом всех потерь. Аналитически рассчитать потери в насосе не удается, поэтому действительную характеристику насоса строят по результатам испытаний насоса. N  f (Q) N NОБ Гидравлические и объемные потери у центробежного насоса уменьшаются с увеличением подачи. N = f (Q) NМЕХ NГИДР Q   f (Q)   gHQ N ЗАТР Q Влияние коэффициента быстроходности на формы характеристик центробежных насосов. nS  80 H N  Максимальная мощность у этих насосов находится за пределом оптимального режима и с увеличением Q она резко увеоичивается. N H  Q Максимальный КПД выражен неявно. Насос может попадать в нестабильные режимы работы. Это происходит, если статический напор трубопровода очень большой. Это приводит к появлению двух рабочих точек и перескакиванию режима работы с первой точки во вторую и наоборот. nS  120  250 H N  N  H Q Мощность меняется в меньшей степени, а ее большие значения на больших подачах связаны с потерями. nS  500  1200 H N  В насосе наблюдается разрыв кривой H = f (Q). Это объясняется отрывом потока жидкости от поверхности рабочего колеса. На нулевой подаче паотребляемая мощность будет максимальной, поэтому пускать насос надо при открытом напорном клапане (зона k). N k  QОПТ H КПД выражен наиболее явно из всех насосов. Q Коэффициент быстроходности центробежного насоса. 3,65  n  Q H3/4 Коэффициент быстроходности получен путем комбинации уравнений подобия для подачи напора, то есть он одинаков для подобных насосов и является критерием подобия. nS  Физический смысл коэффициента быстроходности. Коэффициент быстроходности – это частота вращения насоса, геометрически подобного данному, у которого при напоре в 1м. подача Q = 0,075м3/с. Значение коэффициента быстроходности рассчитывается для оптимальных параметров насоса (то есть при максимальном КПД). Величина коэффициента быстроходности в принципе не отражает геометрического подобия насосов, так как не вкючает в себя геометрические размеры, но практикой конструирования установлены оптимальные соотношения размеров насоса для каждого коэффициента быстроходности. Из уравнения для коэффициента быстроходности видно, что чем выше напор, тем ниже коэффициент быстроходности, из уравнения Эйлера – чем выше напор, тем выше диаметр на выходе рабочего колеса. Для nS  50  80 D2 D0 D0  25  30 D2 тихоходные колеса Основным конструктивным признаком является параллельность входной кромки и оси вращения. Выходная кромка рабочего колеса также параллельна оси вращения. Для nS  80  250 D2 D0 D0  1,4  2,5 D2 нормальное рабочее колесо Отличительная особенность: выходная кромка параллельна оси вращения, входная наклонена до 200. Для nS  250  500 D0  0,9  1,4 D2 D2 D0 диагональное колесо Обе кромки наклонены по отношению к оси вращения. Для nS  500  1200 D0  0,9  0,4 D2 осевое колесо Для многоступенчатых насосов коэффициент быстроходности определяется по параметрам одной ступени. Для колес с двухсторонним подводом жидкости в формулу коэффициента быстроходности подставляют Q/2. Способы регулирования центробежных насосов. 1. Способ изменения характеристики трубопровода; 2. Способ изменения характеристики насоса. 1. Изменение характеристики трубопровода. а) дросселирование H Дросселирование происходит с помощью изменения проходного сечения нагнетательного трубопровода. Рабочая точка перемещается из положения А в положение В при прикрытии клапана. B A QB QA Q Достоинства: простота. Недостатки: неэкономично. б) перепуск H Достоинства и недостатки аналогичны. А С QА QС Q 2. Изменение характеристики насоса. а) изменение частоты вращения рабочего колеса H N n = 2500 n = 2500 n = 2000 n = 1850 n = 1700 n = 1500 n = 1500 Q Q Достоинства: высокая экономичность. Недостатки: высокая стоимость и сложность. б) обрезка рабочих колес Обрезка рабочих колес используется при условии работы насоса с пониженными парметрами (снижение параметров незначительно). При обрезке рабочих колес используются следующие эмпирические соотношения: D Q 1. соотношение расходов  2 Q D  2 2 D2 H 2. соотношение напоров  H  (D  )2 2 Если приравнять эти два соотношения, то получим параболу обреза H H  Q2 (Q ) 2 Парабола обреза позволяет найти искомый диаметр, дающий нужные параметры H и Q.  Для определения искомого диаметра D2 строят 0,9 H поле обрезок рабочего колеса, если его нет. Поле обреза строится с учетом сохранения приличного КПД у обрезанного рабочего колеса. Hmin D2 Минимально допустимый диаметр обреза D2min зависит от коэффицикнта быстроходности и определяется по таблице: Q Qmin nS D2  D2  D2 60 120 200 300 0,2 0,15 0,11 0,09  Из сотношений для Q и H можем найти по минимальному диаметру Qmin и Hmin, которые соответствуют точке 0. Если искомая рабочая точка лежит в поле обреза, то приступают к поиску величины обреза. Для этого строят параболу обреза, используя соотношения: H (Q ) 2 Значения k и текущие параметры позволяют найти точки для построения параболы обреза. H  k  Q2 ; k Изменение режима работы насоса с помощью дополнительных насосов (последовательная и параллельная работа насосов). I. параллельное подключение насосов. H Q Q1 Параллельная работа центробежных насосов эффективна, если характеристика трубопровода пологая (небольшие сопротивления). Q2 Q Q1; Q2 Q II. последовательная работа насосов. H Последовательная работа центробежных насосов выгодна, когда характеристика трубопровода крутая (большие сопротивления). H Н1; Н2 Q  0 Q Кавитация. Кавитационный запас и высота всасывания центробежных насосов. Кавитация в центробежных насосах. При входе жидкости на лопасть рабочего колеса давление на тыльной стороне лопасти меньше, чем на рабочей. Явление возникновения у поверхности лопасти зон пониженного даления, заполненных парами жидкости с последующей их конденсацией называется кавитацией. Кавитация приводит: 1. к кавитационной эррозии; 2. к вибрации и шуму; 3. к снижению КПД и параметров насоса (напора и подачи). Кавитационный запас. 2 P0 P V  ВХ  ВХ  z ВХ   hВС   g   g 2 g 2 P PВХ VВХ   0  z ВХ   hВС   g 2 g   g 2 PВХ VВХ  - полная энергия жидкости на входе в насос.   g 2 g Кавитационным запасом называется разность между полной энергией жидкости на входе в насос и давлением насыщенных паров перекачиваемой жидкости. 2 P V P кавитационный запас - h  ВХ  ВХ  Н ,   g 2 g   g Где РН – давление насыщенных паров перекачиваемой жидкости при данной температуре. Чем выше кавитационный запас, тем выше надежность работы без кавитации. h  P0 P  z ВХ   hВС  Н g g При увеличении zВХ кавитационный запас уменьшается; при увеличении hВС кавитационный запас также уменьшается. Кавитационный запас, при котором начинается кавитация, называется критическим кавитационным запасом hКР. Кавитацию изучают экспериментально. Для этой цели проводят кавитационные испытания и строят кавитационные характеристики. Для прогнозирования кавитационных свойств насоса на этапе проектирования используют кавитационный коэффициент быстроходности c n Q c  hКР     10  3/ 4 Для подобных насосов предполагается, что кавитационный быстроходности у проектируемого и подобного насоса равны. коэффициент Высота всасывания центробежного насоса. Для характеристики антикавитационных свойств насоса используют вакууметрическую высоту всасывания HВ. HВ  P0  PВ , g где Р0 – атмосферное давление; РН – давление разряжения. Д максимально допустимая вакууметрическая высота всасывания H В : Д HВ  HВ Д P0 P  Н  hКР g g h Q Осевые насосы. У осевых насосов коэффициент быстроходности nS > 500. В этих насосах жидкость движется вдоль оси вращения. 5 6 4 3 1 1 – направляющий аппарат 2 – корпус 3 – рабочее колесо 4 – спрямляющий аппарат 5 – сальник и упорный подшипник 6 – диффузор 2 Принцип действия: При вращении рабочего колеса лопасти, погруженные в жидкость, всасывают ее и направляют в диффузор. Достоинства: высокий КПД ( = 0,87), простота, высокая надежность, прямой привод от электродвигателя, высокая подача. Недостатки: малый напор (Н < 8м), несамовсасывающий. Область применения: Применяется в качестве подруливающих устройтв, осушительных насосов плавдоков, балластных и диффузорных насосов на ледоколах, на земснарядах и т.д. Поток в осевом насосе. Решетка профилей. В осевом насосе перетекание жидкости между цилиндрическими сечениями лопастей рабочего колеса отсутствует, так как напоры на любом радиусе одинаковы. Это позволяет трехмерную задачу о движении жидкости свести к плоской. Разверка цилиндрических сечений лопастей дает решетку профилей. а l а – шаг решетки l – длина хорды направление движения жидкости a 2 R , z где z – число лопастей. a - густота решетки. l Оценим форму лопасти осевого насоса. Рассмотрим треугольники скоростей на входе и выходе. W2 VU2 V2 2Л U1  U 2  U    r U2 HТ  W1 1Л VU1 V1 VU 2 U 2 g U1 Так как напор на различных радиусах постоянен, то постоянно равенство VU 2  r  const , то есть с увеличением радиуса VU 2 уменьшается, а это значит, что угол наклона лопасти 2Л ближе к периферии увеличивается. Для получения положительного напора VU 2 должен быть больше, чем VU 1 , а это может быть только в том случае, когда угол 2Л больше угла 1Л, насос будет создавать напор, если выпуклость лопасти направлена вниз. W1 должна быть больше W2 , а это может быть только в том случае, если проходное сечение на входе меньше, чем проходное сечение на выходе. Силы, действующие на лопасть в потоке жидкости осевого насоса. R – равнодействующая всех сил, действующих на лопасть; PU – окружная составляющая силы R; PZ – осевая составляющая силы R; PX – сила лобового сопротивления; PY – подъемная сила. RX U PU PY R PZ 2Л 2 W PX  C X СР l  2 2 WСР PY  CY l 2 где: l - длина хорды; СX, CY – безразмерные коэффициенты, определяемые экспериментально. По силам, действующим в решетке профиля, можно определить: 1. теоретический напор 2. гидравгический КПД где: h f  PX WСР  g aVZ PU U ;  g aVZ Н  hf hf Г  Т  1 , HТ HТ HТ  Целью расчета осевого насоса является определение параметров рабочего колеса и его профиля на различных радиусах. Существует два метода расчета: 1) метод подъемных сил; 2) метод вихревых потоков. Метод расчета осевого насоса с помощью подъемных сил. Дано: Q, H, hКР 1. определяем максимальную частоту вращения nmax (hКР ) 3 / 4  l  5,62 Q 2. определяем коэффициент быстроходности nS  3,65 Q H 3/ 4 3. определяем наружный диаметр колеса 4Q  VZ (1  d ) D 2 где: VZ  (0,06  0,08)3 Q  n , м/с VZ  (5  7) м/с. Если известен шаг решетки, то диаметр можно определить через радиус: a 2 R z d - относительный размер ступици рабочего колеса d втул d   0,4  0,6 D По известным величинам  ; VZ ; а из уравнения для напора определим силу PU, а из 53 диаграммы сил, зная  СР  , определяют силу PY, затем определяют безразмерный 6 n S коэффициент CY, который, в свою очередь, позволяет из атласа насосов определить форму профиля рабочего колеса осевого насоса. Характеристики осевых насосов. На малых подачах в межлопастном канале осевого насоса усиливается вихревое движение жидкости, поэтому эти насосы эксплуатируются на режимах с подачей 50% и выше от номинальной. В отличие от центробежных насосов, осевые насосы допускают изменение режима работы насоса путем разворота лопастей. H  N N  50% 100% H Q Вихревые насосы. Вихревые насосы относяся к лопастным динамическим насосам. По виду корпуса и рабочего колеса вихревые насосы бывают двух типов: - открытого типа; - закрытого типа. Вихревой насос открытого типа. 5 1 1 – всасывающий патрубок; 2 – рабочее колесо с лопастями; 3 – отливной канал постоянной глубины; 4 – нагнетательный трубопровод; 5 – перемычка. 4 2 Принцип действия: При вращении рабочего колеса жидкость из межлопастного канала под действием центробежной силы выбрасывается в отливной канал. Благодаря его форме жидкость снова возвращается в пространство между лопастями.Благодаря многократному взаимодействию с лопатками давление жидкости при прохождении от входа к выходу существенно увеличивается. В сравнении с центробежным насосом при одинаковых частоте вращения и диаметре на выходе напор у вихревого насоса в 5-7 раз выше. Достоинства: высокий напор, наибольший из всех динамических насосов; обладает самовсасыванием (при наличии остатков жидкости в корпусе насоса); может работать на смеси жидкости и газа; прямой привод от электродвигателя. Недостатки: низкий КПД ( = 0,45); большие гидравлические потери; не может работать на вязких жидкостях (и на загрязненных); опасность кавитации 3 Д (выше, чем у центробежных насосов), поэтому H В  4 м. Вихревой насос с закрытым рабочим колесом. 6 4 5 3 1 2 1 – рабочее колесо; 2 – корпус; 3 – отливной канал переменной глубины; 4 – всасывающее отверстие; 5 – нагнетательное отверстие; 6 – перемычка. Принцип действия: При вращении рабочего колеса жидкость, заключенная в межлопастном канале, отбрасывается от всасывающего отверстия, что приводит к уменьшению давления, благодаря чему новая порция жидкости поступает в межлопастной канал. Жидкость в районе отверстия 5 из-за уменьшения объема отливного канала вытесняется в нагнетательный трубопровод. Насосы 1-го и 2-го типа отличаются формой колес и отливным каналом. Вихревой насос 2-го типа нельзя путать с водокольцевым насосом. Различие между насосами заключается в следующем: 1) рабочее колесо водокольцевого насоса находится в корпусе эксцентрично; 2) в водокольцевом насосе отсутствует отливной канал. С целью увеличения всасывающей способности и увеличения КПД вихревого насоса эти насосы объединяют в комбинированный центробежный вихревой насос, где рабочие колеса расоложены последовательно. Основы расчета вихревых насосов. Наиболее часто для расчета используют подобный насос с nS = 12 – 40. Из опыта проектирования установлено, что при n = 1500 об/мин. H = 80 ÷ 100м. n = 2900 об/мин. H = 200 ÷ 250м. До начала расчета задаются Q, H и n. Известно, что 2 2H q U2 U   ,  2 H k 2q k где k – эмпирический коэффициент напора. k = 4-6 для открытых, k = 8-10 для закрытых. D2  U 2 60 ,  n Средняя скорость движения жидкости вотливном канале: V  0,5U 2 Площадь поперечного сечения отливного канала: f  Q V f – площадь сечения отливного канала, м2 f = 2dh+bc+2dc где d, h, b, c – геометрические размеры отливного канала насоса с открытыми каналами, м. В процессе конструирования выявлены оптимальные соотношения этих параметров d, h, b, c для наиболее экономичных насосов. h  0,1  0,2 D2 c  0,4  0,7 h c  0,4  0,5 d b  1,6  2,0 d Также можем предварительно определить количество лопастей рабочего колеса z D22 z  (5  8) h z = 12  24 для закрытого рабочего колеса; z = 25  60 для открытого рабочего колеса. Вихревые насосы имеют низкие антикавитационные свойства из-за значительного снижения давления на тыльной стороне лопасти. Кавитационный коэффициент быстроходности вихревых насосов с = 100  110. n Q c  hКР     10  3/ 4 Отсюда критический кавитационный запас определяется по следующей формуле: kp n Q     C  10   h 4/3 Тогда максимально допустимая высота всасывания H где D В  P P Н q q h kp H : D b , P - атмосферное давление, можно принять 10 м в ст. q P - давление насыщенных паров воды при данной температуре, можно принять Н q 0,24 м. Характеристики вихревых насосов. H  N На малых подачахмощность насоса максимальна, поэтому запускать насос надо при открытом напорном клапане.  H Формы характеристик  и H требуют тщательного подбора насоса для системы. N Q Струйные насосы. Струйные насосы работают за счет энергии струи воды или газа, подаваемой в корпус насоса. Струйные насосы подразделяются, в зависимости от назначения, на два типа: 1. эжекторы – для откачивания жидкости; 2. инжекторы – для подачи жидкости. Принципиальная схема. 1 – сопло; 2 – приемная камера; 3 – камера смешивания; 4 – диффузор;  - угол раскрытия рабочей струи.  1 lC 2 4 3 Принцип действия: Рабочая жидкость, проходя через сопло, увеличивает свою скорость, что приводит к уменьшению давления в рабочей струе и в окружающем ее пространстве. Под действием внешнего давления в приемную камеру поступает перекачиваемая жидкость. В камере смешивания энергия рабочей жидкости передается перекачиваемой жидкости и их скорости выравниваются. Скорость смеси остается достаточно высокой и она снижается в диффузоре. Угол  характеризует длину камеры смешивания, где существует еще раздельное движение жидкостей. В струйных насосах процесс смешивания жидкостей и обмен энергией осуществляется с большими гидравлическими потерями, поэтому полный КПД насоса не превышает 0,3. Обычно  = 0,25. Достоинства: простота конструкции, отсутствие подвижных деталей, перекачивает загрязненные и агрессивные жидкости, может располагаться в труднодоступных местах. Недостатки: низкий КПД, неавтономный. Область применения. Применяется в качестве вакуумных насосов, осушительных, водоотливных, в качестве подпорных насосов при работе на жидкостях с высоким давлением насыщенных паров. Параметры работы насоса 1. Q – подача перекачиваемой жидкости; 2. QР – подача рабочей жидкости; 3. QС – суммарная подача; 4. HР – напор рабочей жидкости; 5. H2 – напор на выходе; 6. q – относительная подача 7. h – относительный напор q h  Q Q p H H H 2 2 p Также основным конструктивным параметром струйных насосов является величина kC: k c  F , F 1 где F - площадь поперечного сечения всасываемого потока при входе в камеру смешения, м2; 2 F 1 - площадь выходного сечения сопла, м . Напор и КПД эжектора. Напор H2 зависит от напора рабочей жидкости HР, а также от геометрических параметров эжектора и относительной подачи q: H 2 H H   2  q2  2 q  1 , м  kc  p 2 c К.П.Д. струйного насоса определяется через его основные параметры:  H 2Q  g H Р QР  g Если перекачиваемая жидкость и рабочая среда одинаковы, то: q H2 HР Определим соотношение параметров эжектора, дающих максимальный КПД:   q  3 2 1   2 k c q  q  2 q  q  2   k опт c  1 6  24 k c  4  4  КПД струйного насоса будет максимальным, когда q = qопт. Характеристики эжекторов. 1) в абсолютных величинах; 2) в относительных величинах; 3) в универсальных безразмерных величинах. H2  h   = max H2 = f(Q) h = f(q)  = f(Q) QР Q qопт q Универсальные безразмерные характеристики используются для определения оптимальных режимов работы и проектирования эжекторов. Она построена на основе обобщения множества безразмерных характеристик различных эжекторов. h k =2 k=4 универсальная безразмерная характеристика q qопт Расчет эжекторов. Целью расчета является определение d0, d1, lc, LК Для проектирования эжекторов используются следующие зависимости: 1. h = f(Q) 2. kc = f(q) kc h 3. lc  f (q ) d1 lc d1 Re1 Re2 Re3 q 4. q lc  f (k C ) d0 lc d0 kc 1. 2. 3. 4. Порядок расчета. по известной h находим q по известной q находим kc по известной q находим lc/d1 определяем скорость движения рабочей жидкости: V Р   2q H Р 5. определяем подачу рабочей жидкости: q  d12 QР  VР 4 6. d1; kc; d0  Lк Кавитация в эжекторах. Эжекторам свойственна кавитация, возникающая в зонах минимального давления. При появлении кавитации происходит срыв подачи насоса. Критический кавитационный запас определяется по формуле: hКР КР q 2  (H 2  H Р ) , kC2 где: КР - число кавитации, КР =1,231,43. Отсюда максимально допустимая высота всасывания: H D В  P P q Н h kp Д - Для эжекторов H В  6 м. Причины кавитации: нарушение центровки сопла; негерметичность всасывающего трубопровода; неверная установка эжектора по высоте всасывания; параметры рабочей жидкости Hр и Qр не соответствуют насосу; неверная установка расстояния от срез сопла до начала камеры смешивания. Роторные насосы. Роторные насосы относятся к объемным насосам. Роторные насосы – это насосы, в которых рабочий орган выполнен в виде подвижного ротора и насос работает за счет изменения объема. Достоинства: высокий напор, равномерная подача, малые габариты, относительная простота конструкции, прямой привод, самовсасывающий. Недостатки: неспособность перекачивать загрязненные жидкости и жидкости, не имеющие способности смазывания рабочих органов. Шестеренные насосы. Насосы, осуществляющие подачу перекачиваемой жидкости посредством вращающихся шестерен, находящихся в зацеплении, называются шестеренными. Основные параметры насоса: Q = 60м3/ч. Р = 2,5Мпа. N = 50кВт.  = 0,40,6 Время работы до переборки  = 20тыс.часов. Подача насоса Q 3 T  6 .5  D e  m З  b Ш  n , м /c где: D m e З - диаметр начальной окружности, м - модуль зацепления, м b - ширина шестерни, м n - частота вращения, сек-1 Ш Действитлельная подача определяется по формуле: Q  Q  T Торцевые утечки составлют примерно 75% от общих утечек. Q ут  q рад  qтор  q зацепл Торцевые утечки уменьшаются при увеличении вязкости жидкости и при уменьшении зазора. Для уменьшения торцевых утечек используют плавающие подшипники, поджимаемые к корпусу автоматически. В ряде шестеренных насосов возникает явления запирания жидкости между зубьев в процессе их износа. Это приводит к импульсным ударным нагрузкам, увеличению износа и разрушению подшипников. Методы устранения – сверление отверстий в шестерне. Характеристики шестеренных насосов. Q N  N Q  P Из-за больших утечек шестеренные насосы имеют низкий КПД, который составляет 0,40,6. Низкий КПД при малых давлениях объясняется большими механическими потерями. Шестеренным насосам свойственна кавитация, возникающая из-за падения давления во впадинах зуба. Это вызвано низким давлением всасывания и центробежными силами. Уравнение бескавитационной работы шестеренного насоса выглядит следующим образом: РВХ  РЦЕНТР  РН  РКР , где: РВХ - давление на входе; РЦЕНТР - центробежное давление, РЦЕНТР 2   mЗ z m ; 2 РН - давление насыщенных паров. Винтовые насосы. Насосы, подающие жидкость вращающими винтами, называются винтовыми. Винтовые насосы бывают одновинтовыми, трехвинтовыми, пятивинтовыми. 3 1 – ведущий винт; 2 – два ведрмых винта; 3 – корпус. РН 1 2 Ведущий винт имеет двухзаходную выпуклую нарезку. Боковые поверхности всех винтов имеют циклоидный профиль. РВС Принцип работы: При вращении винтов их нарезки выходят из зацепления и впадины винтов заполняются перекачиваемой жидкостью. Следующий гребень нарезки отсекает объем жидкости в полости всасывания и перемещает ее во впадинах к нагнетательному патрубку. Зазор между нарезками винтов очень мал, поэтому насос обеспечивает высокие давления до 25МПа. Область применения: Винтовые насосы применяются для перекачивания нефтепродуктов, в системах смазки, в гидроприводах высокого давления. Недостатки: наличие большой осевой силы, неспособность перекачивания загрязненных жидкостей. Подача винтового насоса определяется по формуле: Q  z n FВ V 0 , где: z n - количество всасывающих полостей (1 или 2); V - скорость движения жидкости вдоль оси;  0 - объемный КПД; FВ - площадь проходного сечения корпуса. Максимально допустимая высота всасывания: H ВД  5,5 м. Мощность N  540 кВт. Характеристики винтового насоса. Q N  КПД винтового насоса лежит в пределах  = 0,7  0,75. N Q = 2000м3/ч. Q  P Пластинчатый насос. Различают двух типов: пластинчатый насос простого действия; пластинчатый насос двойного действия. Подача пластинчатого насоса определяется по следующей формуле: Q  120b e n( D 2  z ) 0 , м3/ч. где: b - длина ротора; e - эксцентриситет; n - часоса вращения, об/мин.; D - диаметр корпуса; z - число пластин;  - толщина плстины;  0 - объемный КПД.  0 = 0,65  0,75. Поршневые насосы. Поршневой насос – это насос объемного действия, рабочий орган которого выполнен в виде поршня или плунжера, совершающего возвратно-поступательные движения. Классификация поршневых насосов: 1) 1, 2, 3 и многопоршневые; 2) по характеру движения: приводные, прямодействующие; 3) по количеству циклов нагнетания и всасывания: простого действия и двойного действия; 4) по типу привода: электрические, пароприводные, гидроприводные и др. 5  2 7 3 1 4 6 8 1 – всасывающий клапан; 2 – нагнетательный клапан; 3 – цилиндр; 4 – поршень; 5 – шток; 6 – шатун; 7 – кривошип; 8 – ползун. Достоинства: наилучшая способность к сухому всасыванию, способность перекачивания вязких жидкостей. Недостатки: неравномерность подачи, необходимость промежуточной передачи, наличие клапанов, большие масса и габариты. Область применения: Ограничена из-за большой массы и габаритов. Используют в качестве осушительных насосов при больших сопротивлениях на всасывании, в качестве пожарных на многопалубных судах и т.д. Параметры работы поршневого насоса. Рабочий объем VР  Vmax  Vmin Теоретическая средняя подача насоса V n Q Р 60 Или из параметров цикла Q F S 60 где: F – площадь поршня; S – ход поршня. Полная подача насоса Q  QСР  QУТ  QВОЗД где: QСР - средняя подача; QУТ - утечки; QВОЗД - воздушные колпаки.  Q QСР Неравномерность подачи поршневого насоса. Графики подачи Q   FПОРШ V ПОРШ VПОРШ – мгновенная скорость, которая зависит от угла поворота кривошипа . Rx cos   R где: R – радиус кривошипа; x – перемещение точки при вращении кривошипа. dx d V   R  cos   R  sin    dt dt Q   FПОРШ R  sin    Мгновенная максимальная подача   FПОРШ R Q max n 30 Степенью неравномерности подачи поршневого насоса называется отношение мгновенной максимальной подачи к средней подаче насоса  Qmax QСР Зависимость мгновенной подачи от угла поворота вала. Q` Для поршневого насоса двойного действия или насоса двухпоршневого.  = 3,14 Q’max Qср  Q` Для трехпоршневого насоса. Qср Q’max  Неравномерность подачи приводит к пульсации давления как во всасывающем, так и в нагнетательном трубопроводе. В первом случае существенно снижается высота всасывания, во втором – увеличиваются потери, которые могут привести к гидравлическим ударам. Для уменьшения неравномерности подачи увеличивают количество цилиндров (при этом усложняется конструкция) или применяют воздушные колпаки. Расчет воздушных колпаков. Обеспечивание постоянной подачи достигается за счет подачи части жидкости при нагнетании в объем воздушного колпака. При ходе всасывания в насосе жидкость продолжает вытесняться в напорный трубопровод из воздушного колпака. Воздушный колпак на 2/3 заполнен воздухом, на 1/3 - перекачиваемой жидкостью. Полный объем воздушной части колпака с течением работы уменьшается за счет растворения воздуха в перекачиваемой жидкости. В расчете воздушного колпака учитывается площадь поршня, ход поршня, частота вращения приводного вала. При установке воздушного колпака: степень неравномерности на всасывании  = 0,01  0,02; степень неравномерности на нагнетании  = 0,05. Характеристики поршневых насосов. Q N  Особенностью поршневых насосов является постоянство подачи при изменении давления; насос экономичен в широком диапазоне давлений; подача поршневого насоса меняется изменением частоты вращения приводного вала. N Q  P Основы расчета поршневых насосов. Целью расчета является определение основных размеров (диаметра и хода поршня) и размеров входного и выходного патрубка. Q z F S n  0 , 60 где: z - число камер; F - площадь поршня; S - ход поршня; n - число двойных ходов в одну минуту;  - коэффициент, учитывающий объем, занимаемый штоком. Для насосов простого действия  = 1, для насосов двойного действия  = 0,9 – 0,99.  0 - объемный КПД.  0 = 0,85 для цилиндров малого диаметра (менее 50мм);  0 = 0,9 - 0,95 для больших цилиндров. S  D  D2 F 4 z D 2  D n Q  0 , 240 при n = 40  80 при n = 80  150 при n = 150  350  = 2,5  2  = 2  1,2  = 1,2  0,5 D3 240 Q z  n 0 Зная D и коэффициент  можно найти ход поршня: S  D  D2 Q V 4 Принимается Vнагн = 1,5  2 м/с; Vвс = 0,7  2 м/с. d нагн  4Q ;  Vнагн d вс  4Q .  Vвс Клапаны поршневых насосов и их расчет. Назначение: для соединения и разобщения всасывающей и нагнетательной полости насоса. На судах применяют два типа клапанов: - тарельчатые (в насосах с малой и средней подачей); - кольцевые (в насосах с большой подачей). Принципиальная схема. а) тарельчатый клапан б) кольцевой клапан 4 5 1 – корпус клапанной коробки; 2 – седло клапана; 3 – тарелка; 4 – пружина; 5 – шток; 6 – кольцевой клапан. 3 2 6 1 Требования к клапанам: 1) работа без стука; 2) потери напора должны быть минимальными. Эти требования противоречивы, поэтому клапаны рассчитывают. Расчетная схема. D dкл Q  z КЛ f КЛ V0  z КЛ   hmax 2 d КЛ  V0 2  d КЛ V0 4  4Q , z КЛ  V0 z КЛ - количество клапанов; f КЛ - площадб проходного сечения клапана; V0 - скорость на входе в клапан. для нагнетательных клапанов V0 = 3  4м/с, для всасывающих клапанов V0 = 2  3м/с. где: Расчет начинают для одного клапана. Если d КЛ увеличивают число клапанов. Высота подъема клапана hmax  500  600 , n где n – число двойных ходов в одну минуту. Толщина клапана   d КЛ 0,31Рmax , Н где: Pmax – максимальное давление нагнетания,  Н - допускаемое напряжение. Диаметр тарелки клапана D  d КЛ  1,6 d КЛ получился больше 60мм, то Расчет пружины. DВ d ПР  4 dпр 32 Р ПР  RВ3  z В  10 3 hКЛ  Е где: РПР - сила давления на пружину; RВ - радиус витка пружины; z В - число витков; hКЛ - высота подъема клапана; Е - модуль Юнга. PПР  Р Ж  G КЛ где: Р Ж - давление жидкости на клапан, Р Ж   f КЛ V2  2   R   d КЛ  В  2hКЛ     2     G КЛ - вес клапана, G КЛ  1,5  0,2 D 2 RВ  2,5  190,5 D  0,6d КЛ G КЛ  1,5  0, 2 D 2 d КЛ Напряжение пружины от кручения 16 Р  R  КР  6 ПР В2  200 МПа 10   d КЛ Индикаторная диаграмма поршневого насоса и определение неисправностей по ней. 3. 4. P P V 1. V 2. P P V V 1 – нормальная работа насоса; 2 – слабые пружины на клапане; 3 – насос подсасывает воздух; 4 – негерметичные клапаны. Насосные установки речных танкеров и плавучих нефтестанций. Элементы насосной установки: насосный агрегат. Состоит из насоса и приводного двигателя. Наосоный агрегат смонтирован на одной раме по определенной схеме с использованием комплектующего оборудования. В состав насосной установки входит: 1. насосы (два грузовых, один зачистной); 2. приводной двигатель (ДВС, электродвигатель и др.); 3. герметичные уплотнения (устанавливаются на валу между насосом и двигателем); 4. вентиляторы (30 воздухообменов за один час); 5. КИП и газоанализаторы. Типы грузовых и зачистных насосов. Грузовые насосы служат для работы с основным грузом, а зачистные – удаляют остатки груза. Различают: 1. насосы для перекачивания маловязких жидкостей – центробежные насосы; 2. насосы для перекачивания вязких жидкостей – объемные насосы (поршневые, винтовые); 3. универсальные насосы – центробежные насосы с использованием дополнительных устройств, улучшающих процесс всасывания и нагнетания. В качестве зачистных насосов используются винтовые или поршневые. Подача грузовых насосов: для малых танкеров время грузовой операции – 3-5ч., для средних – 5-7ч., для больших танкеров – 7-9ч. Производительность зачистного насоса от 5% до 40% от производительности грузового насоса и зависит от формы корпуса судна. Насосные установки нефтяных станций. Насосные установки нефтяных станций служат для транспортировки светлых и темных нефтепродуктов из несамоходных нефтяных барж на береговые станции или другие суда. Нефтяные станции представляют собой понтон с дизель-генераторами и насосами. Особенности работы центробежных насосовна вязких жидкостях. Сравнительные характеристики различных типов насосов. Q Qв роторн. поршн. центр.  N H  N NВ HВ В  H  Центробежные насосы используют как универсальные, внося дополнительные конструктивные изменения в насос. Заводы-изготовители снабжают паспорта центробежных насосов характеристиками для работы на воде. Актуален метод пересчета характеристики насоса с воды на вязкую жидкость. Снижение напора связано с увеличением трения жидкости как в поверхностном слое, так и в объеме перекачиваемой жидкости. Гидравлический КПД уменьшается, объемный немного увеличивается. Увеличение мощности происходит из-за увеличения механических потерь. Насосы используются с коэффициентом быстроходности не более 70. Существуют методы пересчета работы насоса на вязкой жидкости. Метод Суханова. Были введены следующие коэффициенты: Коэффициент напора k H n  D22 2 Коэффициент мощности m N  g n 3  D25 Относительный коэффициент напора k k  k ВОДЫ Относительный коэффициент мощности m  m m ВОДЫ Относительная величина КПД   m’ k’ ’   ВОДЫ 1. рассчитывают величину числа Рейнольдса k’ ’ Re  m’ Re  R2  2. по известной величине Re определяют относительные коэффициенты. Дальше пересчитывают величины напора, мощности, и по характеристикам насоса получают характеристики работы на вязкой жидкости. Конструктивные мероприятия, улучшающие работу насоса на вязких жидкостях. 1. увеличивают угол 2Л до 600 и увеличивают ширину колеса. Это приводит к уменьшению диаметра на выходе и снижению дискового трения. 2. уменьшают ширину уплотнительных колец. 3. используют колеса полуоткрытого и открытого типа. Подача при той же мощности увеличивается на 30%. 4. используют дополнительные уплотнительные кольца на диаметре на выходе. Это приводит к задерживанию жидкости в зазорах между колесом и корпусом, ее нагреву, снижению вязкости и, следовательно, снижению трения. 5. для обеспечения бескавитационной работы используют центробежные насосы с дополнительным осевым или струйным насосом. Судовые вентиляторы. Судовым вентилятором называется машина с рбочим органом в виде лопастного колеса и предназначенная для перемещения газа или воздуха при потерях давления не более 15кПа. Колеса радиальных вентиляторов. С параллельными дисками z = 40  60 лопасти загнуты вперед применяется на низких давлениях. С наклонным передним диском z = 10  14 используется как вентилятор высокого и среднего давления скорость на выходе до 80м/с. Открытое колесо предназначен для перекачивания воздуха с механическими примесями скорость на выходе до 100м/с. Параметры работы вентилятора. Подача Q , напор H , КПД  Статиеское давление Давление Р Статический КПД ст PСТ  Р  Р ДИН  Р  2  V ВЫХ 2g Характеристики вентилятора. Р Рст N  ст Рдин N Р  Рст ст Рдин Q Для серийно изготовляемых вентиляторов используют безразмерные характеристики путем введения следующих коэффициентов: Q  P Q F 2 U 2 P  U 22 PСТ  PСТ2 2  U 2 N N , F2  U 23   где F2 - площадь юоковой поверхности диска рабочего колеса. Система судовой вентиляции. Система судовой вентиляции служит для: 1. удаления загрязненного воздуха и замены его свежим; 2. снижения температуры в помещении и предотвращения попадания загрязненного воздуха. Вентиляция подразделяется на естественную и принудительную. Пример расчета системы вентиляции. Расчет ведется по двум показателям: 1) количество приточного воздуха L1  L0  A [м3/ч], где: L0 - количество воздуха на одного человека; A - количество людей. 2) количество воздуха, необходимого для поддержания заданной температуры L2  3600QТ , С Р   t В  t Н  где: QТ - суммарный теплоприток QТ  Q ЛЮДЕЙ  QОСВ  QОГР  QСОЛН .РАД . С Р - теплоемкость наружного воздуха;  - плотность наружного воздуха; t В - температура внутри помещения; t Н - температура наружного воздуха. По результатам расчета L1 и L2 выбирают максимальное значение, а затем определяют суммарное количество теплоты, которую нужно отвести. QВЕНТ   L 3) определяют диаметр воздуховода d 4 LПОМ V , где: V - скорость движения воздуха для магистрали принимается V = 10  15м/с для отростков V = 5  8м/с на входе в помещение V = 1  2м/с. 4) по диаметру и длине воздуховодов определяют сопротивления P  PМ  РL 5) по величине сопротивления определяют давление вентилятора. Система отопления. Система отопления предназначена для поддержания заданной температуры воздуха в помещении. 1. 2. 3. 4. Типы систем отопления. водяная; паровая; воздушная; электрическая. Основы расчета системы отопления. 1. определяются потери теплоты в отдельном помещении QПОМ  QОГР  QВЕНТ Q ОГР   R i F i t В  t Н , где: Ri - коэффициент теплопередачи i-той поверхности; Fi - площадь, через которую теряется теплота. 1 Q ВЕНТ  VПОМ  n    C Р t В  t Н  , 3600 где: V ПОМ - объем помещения; n - количество обмена воздуха в один час; C Р - теплоемкость. Для поддержания заданной температуры в помещении необходимо соблюдение следующего условия: Q ГР  Q ПОМ  R ГР FГР t СР  t В  , где: FГР - общая плошадь грелок (нагревательных элементов); R ГР - коэффициент теплопередачи грелки R ГР = 8 10Вт/м3К; t СР - средняя температура грелки; t t t СР  ГОР ХОЛ 2 Q ГР F1ГР  . R ГР t СР  t В  2. определяют количество грелок n FГР , f где f - площадь грелки, которая задается. 3. определяют общие потери теплоты QОБЩ   Q ПОТРЕБЛ 4. определяют теплопроизводительность вспомогательного котла Q ВК  1, 2QОБЩ 5. определяют объем воды котла VВК  0, 4VСИСТ 6. определяют диаметр трубопроводов системы отопления 4Q d   C P t Г  t 0 V где: V - расчетная скорость движения воды, V = 0,2м/с для естественной циркуляции V = 0,3 – 1,2м/с 7. затем определяют потери в трубопроводе h  hТР  hМ и по величине потерь определяют напор циркуляционного насоса. Санитарная система. Санитарная система служит для снабжения экипажа и пассажиров питьевой водой и удаления сточных и фекальных вод. К санитарным системам отнасятся: 1. система водоснабжения (системы питьевой, мытьевой и забортной воды); 2. сточная; 3. фекальная; 4. система шпигат. В состав системы водоснабжения входят станции подготовки питьевой воды. Они бывают трех типов: 1) хлораторная; 2) с бактерицидными лампами; 3) озонаторы. Основы расчета станции приготовления питьевой воды. 1. производительность станции q A QСТАНЦ  mЗАП  P  3 20 10 где: mЗАП - коэффициент запаса, mЗАП =1,1  1,05 – для пассажирских судов mЗАП = 1,3 – для грузовых судов. q P - расчетный расход воды на 1 человека в сутки; A - число членов экипажа или пассажиров; 20 – время работы станции в сутки. 2. объем накопительной цистерны VН .Ц .  2k H  где: qP A  20 10 3 k H - коэффициент неравноиерности потребления, k H = 2 – для пассажирских судов k H =3 – для грузовых судов 2 – число часов пикового расхода. 3. объем запасной цистерны VЗ . Ц .   1  qP A  20 10 3 где  1 - время прохождения загрязненных участков пути,  1 = 10 часов для пассажирских судов  1 = 50 часов для остальных судов. 4. объем запасной цистерны при отсутствии станции подготовки питьевой воды VЗ .Ц .  1,1 q P  A  q P  A  ...  q Рn  A n  2  10 3 ,   где  2 - время потребления запаса воды,  2 = 2 суток для пассажирских судов  2 = 1 сутки для скоростных судов  2 = 3 суток для остальных судов. Палубные устройства. К ним относятся: рулевые, якорно-швартовные, грузоподъемные, буксирные, сцепные устройства и устройства люковых закрытий. Рулевое устройство. Состав рулевого устройства: рулевой орган, рулевой привод, рулевая машина. Классификация рулей речных судов: 1. по расположению площади руля относительно оси вращения: а) б) а) Полубалансированный Балансированный руль руль Балансированная часть улучшает управляемость, снижает момент на баллере. Простой руль 2. по количеству опор руля: а) подвесные а) полуподвесные а) двухопорные а) одноопорные 3. по форме профиля а) плоский б) профилированный Иногда на рули управляемость. устанавливают дополнительные шайбы, которые улучшают Основные размеры рулей. h – высота руля; FP – площадь проекции непереложенного руля на ДП; FБ – площадь руля в нос относительно оси вращения; b – длина руля – расстояние между передней и задней h кромкой, измеренное по нормали к оси вращения. b Относительное удлинение руля  h  0,8  2,5 b Коэффициент компенсации F k КР  Б  0,15  0,25 FР Угол перекладки пера руля  = 350 Также характеристикой является профиль самого руля. max Вводится понятие относительной толщины  :   b  max  0,12  0,2 b Расчет основных размеров руля. Сила, разворачивающая судно, зависит от суммарной площади рулей: F P   LT где:  - коэффициент, учитывающий тип и класс судна  = 0,05  0,15 L - расчетная длина судна; T - расчетная осадка судна. Определяем площадь одного руля:  FP FP  z ВИНТ где z ВИНТ - число винтов. Определяем высоту винта: h  T  h1  h2 где: T - расчетная осадка; h1 - характеристика верхней кромки руля относительно уровня воды, + h1 = 0,15  0,35 для судна кл. “Р” - h1  0,125 h для судна кл. “О” - h1 = 0,25 h для судна кл. “М” h2 - расстояние от килевой линии до нижней кромки руля, h2 = 0,05  0,25 Определяем длину руля : b FP h Если b > Т/2, то количество рулей увеличивают. В случае размещения двух рулей за одним винтом FP  F1P  20% Вспомогателные средства управления. Кроме рулей на речных судах используют поворотные насадки. Они увеличивают тягу винта на 20-30%. Для улучшения управляемости и маневренности судна используют подруливающие устроства, создающие упор, перпендикулярный ДП. Вращающий момент на баллере руля. Для перекладки руля на баллере необходимо создать момент, который может преодолеть: 1. давление воды на руль; 2. потери в подшипниках; 3. потери на трение в рулевом приводе; 4. потери в рулевой машине. Поэтому для выбора рулевой машины необходимо знать момент на баллере руля. XЦ.Д. В центре руля действует сила РП от давления набегающей струи. Расстояние от центра давления до оси вращения называется координатой центра давления РП. Следовательно, момент на баллере будет равен: M Б  РП  Х Ц . Д . РП Рассмотрим силы, действующие на судно при прямолинейном движении и при повороте. Р1 L РП Заменим силу РП парой сил Р1 и Р2. При повороте руля на судно действует момент, разворачивающий судно. Сила Р1 будет вызывать дрейф судна, сила Р2 тормозить его. Ц.Т. РП Р2 l РП DT – тактический диаметр циркуляции. А диаметр окружности, описываемой судном при максимальном угле перекладки называется диаметром установившейся циркуляции. Эти величины используются для маневренных качеств судна. l  0,5L  cos  Х Ц . Д . М  Р П  l  РП  0,5L  cos  Р П  Х Ц . Д . РП РХ РY Р X - сила лобового сопротивления; РY - подъемная сила. РП  C П   V2 FР 2 где: C П - коэффициент, определяемый при различных углах отклонения пера руля либо экспериментально, либо на макетах; FР - площадь пера руля. Эти формулы справедливы для отдельно стоящего руля. Реальный руль испытывает воздействие струи жидкости за винтом и влияние корпуса судна с присоединенными массами воды. Считают, что эти фаторы взаимно компенсируют друг друга. Коэффициент C П определяется по таблице и в первом приближении при перекладке руля на 350 C П можно определить по следующей формуле:  3  , C П  CY 1  2   2   CY  , 2 где:  - угол перекладки руля;  - относительное удлинение руля. В результате момент на баллере балансированного руля определяется по формуле: М  РП Х Ц . Д .  Х Б  При движении судна на малых углах перекладки руля возможна вибрация, приводящая к неустановившейся работе. Момент на баллере при движении судна задним ходом. При движении судна задним ходом плечо увеличивается, следовательно, момент на баллере на заднем ходу больше, чем на переднем. М Бзадн  Р П Х Ц . Д .  b  Х Б  3 - для балансированного руля; М Бзадн  Р П Х Ц . Д .  b  - для простого руля; где b - коэффициент, учитывающий уменьшение скорости набегающего потока воды из-за влияния корпуса. 3 Для судов, имеющих большую инерцию, момент на баллере на переднем ходу увеличивается на 20-30%. После расчета сравнивают величины момента на переднем и заднем ходу, выбирают наибольший, увеличивают его на 10-20% (на учет потерь в баллере) и этот момент является основой для выбора рулевой машины. Момент на баллере используется для расчета диаметра баллера. Баллер представляет собой многоопорную балку, на которую действуют изгибающие и крутящие моменты. МКР 2 2 М РАСЧ  0,35М КР  0,65 М КР  М ИЗ для подвесного руля: h1  h  2h1  М ИЗ  Р П    2  для двухопорного руля: h  h  2h1  М ИЗ  R П Р П    2  МИЗ где RП - коэффициент, учитывающий степень разгрузки руля из-за наличия дополнительных опор. Диаметр баллера: М РАСЧ 0,1    = 0,45  Т  - для морских судов;   = 0,55  Т  - для речных судов. DБ  3 где Для выбора рулевой машины используют максимальную величину момента на баллере и диаметр баллера в районе румпеля: DРАСЧ  0,7 DБ Определяют суммарную площадь болтов, соединяющих баллер с румпелем: F ( болтов )  0,5 DБ2 Рулевые приводы. Рулевые приводы предназначены для передачи мощности от рулевой машины баллеру руля. Различают основной и запасной рулевой привод. Типы рулевых приводов: 1. штуртроссовый (румпельный и секторный); 2. электропривод; 3. гидравлический привод (система состоит из трубопроводов, исполнительных механизмов (насосов), арматуры, которые образуют гидравлическую рулевую машину). Момент на баллере для гидравлического привода составляет до 5000кНм, а для штуртроссового – до 4кНм. Рулевые машины. В зависимости от источника энергии подразделяются на: 1. ручные (тросиковые или валиковые); 2. электрические; 3. гидравлические (ручные, электрогидравлические, с приводом от ДВС). Ручные машины. Усилия на штурвале до 120Н. Момент на баллере МБ  0,21кНм - без редуктора, МБ  1,6кНм - с тросиковой передачей, МБ = 0,65; 1,0; 1,6;…4,0кНм - с валиковой передачей. Электрические рулевые машины. МБ = 20  150кНм. Гидравлические рулевые машины. По типу исполнительного механизма бывают с неподвижными цилиндрами, с качающимися цилиндрами, лопастные и плунжерно-реечные. Схема ручной гидравлической рулевой машины. 2 4 5 6 7 1 1 – штурвал; 2 – мультипликатор; 3 – реверсивный объемный насос; 4 – клапанная коробка; 5 – неподвижные силовые цилиндры; 6 – румпель; 7 – баллер. 3 МБ = 1,6; 2; 2,5; 4,0кНм. Электрогидравлические рулевые машины. МБ = 6,5  1600кНм. Электрогидравлические рулевые машины с плунжерно-реечным механизмом. 2 1 – корпус; 2 – плунжер; 3 – цилиндрическая шестерня баллера. 1 3 МБ = 2,5  10кНм. Рулевая машина с лопастным исполнительным механизмом. 1 1 – корпус; 2 – ротор с лопастями; 3 – баллер. 3 2 В гидравлических рулевых машинах широко используют аксиально- и радиальнопоршневые насосы, обладающие высокими давлениями и КПД при малых оборотах. Системы управления рулевыми машинами. Различают простые, следящие и автоматические. 1. Простая система. Рулевой вращает штурвал и при достижении заданного положения пера руля устанавливается окончательный угол перекладки. Недостатки: непрерывное внимание рулевого на аксиометр в процессе перекладки. 2. Следящая система. Задается угол перекладки руля и система в автоматическом режиме перемещает перо руля в заданное положение. 3. Авторулевой - прибор, обеспечивающий автоматическое движение судна по заданному курсу путем воздействия на органы управления рулевой машины. Достоинства: 1) снижается расход топлива на 10%; 2) сокращается время рейса на 3-5% 3) уменьшаются углы перекладки и число перекладок руля  увеличивается ресурс; 4) снижается утомляемость рулевого. Разработка авторулевых для речных судов сложнее, чем для морских, из-за малой глубины при той же инертности судов, большого числа перекладок (интенсивность судоходства, малая осадка и т.д.). Расчет рулевых машин. 1. Ручные рулевые машины. Целью расчета является определение усилия в рулевом приводе и передаточное число. Исходные данные: Момент на баллере М Б I. рулевые машины со штуртроссовым приводом. 1. определяется радиус сектора или румпеля 2. определяется усилие в секторе или румпеле РС  МБ RС 3. оценивается максимальное усилие в штуртроссе РСmax  PC ,  ШТ где  ШТ =0,6  0,8 4. определяется момент на тяговом органе Р max  DТ .О. М Т .О.  С  DТ .О  450  500 d ТРОСА z t DТЗВ.О .  ЗВ ,  где z ЗВ - число звеньев цепи, огибающих звездочку за один оборот; t - шаг цепи. 5. определяется момент на штурвале М ШТ  М Т .О . i   рул. маш . где: i - передаточное число;  рул.   ШТ   РЕД  Т .О. маш . Момент на штурвале определяется также следующей формулой: М ШТ  РШТ  rШТ  z ШТ где: Р ШТ - усилие на штурвале; rШТ - радиус штурвала, rШТ = 0,6  0,25м; z ШТ - количество штурвальных (рулевых). 6. зная момент на штурвале, момент на тяговом органе, можно определить: М Т .О . i М ШТ   рул. маш. По правилам РР максимальная частота вращения штурвала при перекладке с борта на борт за время 30сек. не должна быть более 25об/мин., поэтому на передаточное число накладывается ограничение i  i max imax   d ШТ  DТ .О.  3n , 2 RС где:  - время перекладки; n - обороты. I. рулевые машины со штуртроссовым приводом. 1. определяется усилие в секторе РС  МБ RС 2. определяется момент на тяговом органе М Т .О .  РС  DТ .О. 2 СЕКТ где:  СЕКТ - КПД зубчатой передачи; z t DТ .О.  ,  где: z - количество зубьев на цилиндрической шестерне, z = 12 ÷16; t - шаг, PC  t  - величина напряжения, зависит от материала зуба шестерни,  = 250·105Па. 3. определяется момент на штурвале М ШТ  М Т .О. , i   пер  пер  цил  конич  валик  червяч 2. Электрические рулевые машины. 5 3 1 hP 4 RC 2 PC М1 1 – зубчатый сектор; 2 – цилиндрическая шестерня; 3 – червячное колесо; 4 – червяк; 5 – одноступенчатый цилиндрический редуктор. 1. определяется усилие в секторе МБ RС РС  2. определяется изгибающий момент на секторе М ИЗГ  РС  hР 3. определяется приведенный момент на баллере 2 2 М ПРИВ  М КР  М ИЗГ 4. определяется диаметр баллера d Б  3 32 M ПР     истинный диаметр баллера d Б  d Б  20% 5. определяется шаг зубьев в цилиндрической передаче t PC  6. определяется модуль зацепления m t  округляем значение модуля до ближайшего большего по ГОСТу. 7. число зубьев шестерни 2 принимаем z  12  16 Радиус шестерни 2 R1  mz 2 Момент на валу шестерни 2 M 1  R1  PC Вращающий момент на валу червячной передачи М2  М1 1   2 1 - КПД цилиндрической передачи шестерни 2;  2 - КПД подшипников; 1  2 = 0,9 ÷ 0,95 Радиус червячного колеса 3 M 2  z12 R 2  0,294  БРОНЗ 3 z1 - число зубьев червячного колеса, z1 = 50 ÷ 60. Окружное усилие на червячном колесе РК  М2 R2 Окружное усилие на червяке РЧ  РК  tg     где:  - угол нарезки червяка;  - угол трения,  = (5-7)0 Определяется радиус червяка RЧ  R2 i1  tg Определяется вращающий момент на оси червяка M 3  PЧ  RЧ Наибольший момент на валу электродвигателя M4  М3 i 2  3   4 где: i2 - передаточное число одноступенчатого редуктора шестерни 5; 3 и  4 - потери в подшипниках цилиндрической передачи. Номинальный момент на валу электродвигателя М НОМ  0,4  0,7 М 4 Частота вращения электродвигателя n2  i1  i 2  n1 n1 - частота вращения шестерни 2 R  n1  C max 3R1   Номинальная частота электродвигателя n НОМ  1,15  1,25n2 3. Гидравлические рулевые машины. Цель расчета: определить размеры плунжера и усилия в них. Определить размеры и мощность насоса. 1. находим величину m m  2,8  3,2 d Б 2. определяем длину румпеля m R0  cos  где  - угол перекладки руля 3. сила давления шарнира на румпель М Q Б , 2R0 в знаменателе 2 – когда четыре плунжера, 4 – когда два плунжера. 4. сила перемещения плунжера Q  cos  2  T k, cos 2  где k - коэффициент, учитывающий трение в крестовине и манжетах плунжера, k = 1,1. 5. определяем диаметр плунжера 4T , D  z p где: z - число пар цилиндров; p - давление рабочей жидкости в цилиндре, p = 5 ÷ 10МПа. 6. определяем ход поршня S  2m  tg 7. объем жидкости, подаваемой насосом при перекладке руля с борта на борт  D2 V 2 2 m  tg 4 8. средняя подча насоса V QH   9. определяем размеры и параметры насоса Полная подача насоса 2   d ПЛ S n QH  z ПЛ . Н  1 0 , 4 60 где z ПЛ . Н - число плунжеров насоса Задаются соотношением S1  0,8  1,6 d ПЛ d ПЛ  3 240QH z ПЛ  i  n  0 объемный КПД  0 = 0,96 ÷ 0,98. Мощность насоса Q P NH  H 0 Якорные устройства. Якорные устройства предназначены для надежной стоянки судна в различных условиях эксплуатации. Якорные устройства обеспечивают: 1) отдачу и подъем якоря; 2) остановку отдачи якоря при любой длине вытравленной якорной цепи; 3) укладку цепи в цепной ящик. Состав якорного устройства: якоря, якорные цепи, стопоры, цепные ящики и механизмы (шпиль, брашпиль и якорная лебедка). Снабжение судов якорями и якорными цепями. Число, массу якорей, калибр и длину якорной цепи определяют в зависимости от характеристики снабжения судна. N C  L B  H   A , где: L, B, H – длина, ширина, высота борта судна; A - поправка на площадь надстроек. По величине N C из таблицы правил РР выбирают элементы якорного устройства. При N C  2000м2 устанавливают кормовой якорь. Усилия в якорной цепи при стоянке судна на якоре. R1 h lЦ.Л. – длина цепи, лежащей на грунте; lЦ.П. – длина цепи, провисающей в толще воды; HЯ – глубина якорной стоянки. c lЦ.П lЦ.Л. R2 a b HЯ h0 x Судно надежно стоит на якоре при условии   R1  R2 Для выполнения этого условия необходимо, чтобы на грунте лежал определенный участок якорной цепи. Уравнение цепной линии для точки c: h0  H Я  l 2 Ц .П 2 h  h0  l Ц2 . П  H Я2 2H Я Определяем усилие R1 в якорной цепи R1  0,87mЦ  g h0  H Я  и усилие R2 в якорной цепи R2  0,87m Ц  g  h0 где: mЦ - масса одного метра цепи; 0,87  1  В - коэффициент, учитывающий потерю веса в воде. Ц   Учитывая принятое условие ( R1  R2 ), определяем длину цепи, провисающей в толще воды lЦ .П  2,3Н Я  R  H Я2 mЦ  g где R - возмущающая сила, действующая на судно R  Рветр  Ртеч  Р трен Условия надежной стоянки судна: 1. R  RЯ  g  М Я 2. l Ц  l min  l1  l 2  l Ц . П где: RЯ - держащая сила якоря, которая зависит от типа якоря для якоря Хоула RЯ = 3  4 для якоря Матросова RЯ = 6  12 l1 - длина якорной цепи от клюза до жвакогалса; l 2 - длина цепи, лежащей на грунте l 2 min  6 LЗВ Проверка прочности якорной цепи R РАЗР 3 RК где R К  R  0,87 m Ц  g  H Я Расчет усилия в якорной цепи при снятии судна с якоря. Различают три периода: 1. подъем якорной цепи на грунте; 2. выбор слабины и отрыв якоря от грунта; 3. вертикальный подъем якоря с якорной цепью.  I 1. P1  1,2  1,3 0,87m Ц  g  H Я  R   II 2. P1  Pmax  1,2  1,3 0,87mЦ  g  H Я  2 H Я  g  III 3. P1нач  1,2  1,3 М Я  mЦ  g  М Я   III P1конечн  1,2  1,3М Я  g Момент, возникающий на валу якорно-швартовного механизма при поднятии якоря или швартовной операции Р1max  DТ .О М Т .О  2 Момент на валу электродвигателя М М ДВ  Т .О i  Диаметр тягового органа z ЗВ  t ,  где: z ЗВ - число звеньев цепи, проходящих через звездочку за один оборот; t - шаг цепи. DТ .О.  Момент электродвигателя при швартовной операции  D  d ШВ М ДВ  Р ШВ  ШВ  z  i    ,  где: D ШВ - диаметр швартовного барабана; d ШВ - диаметр швартовного троса. Основы расчета якорно-швартовного механизма. В расчете нужно определить: 1. передаточное число редуктора; 2. усилие на рукоятке при аварийном выбирании. Наибольшая нагрузка на одного человека Рmax < 300Н. M max Pmax  , RP  z P где: M max - максимальный момент на валу якорно-швартовного механизма; RP - радиус рукоятки аварийного привода; z P - количество людей. RP = 0,25  0,35м Средняя скорость выбирания V D VСР  РУК Т .О , 2RP где VРУК - скорость вращения рукоятки, VРУК = 0,6  0,8м/с при i = 4  6. VСР  2,5м/мин. При швартовных операциях  D  d ШВ V ШВ  V РШВ  ШВ 2 RP    = 4  9м/мин  VРШВ = 1  1,5м/с. Расчет электрических шпилей и брашпилей. В отличие от ручных, электрические якорно-швартовные механизмы рассчитывают не на максимальный, а на средний эксплуатационный момент. По этому моменту и подбирают электродвигатель, но перед этим необходимо проверить его на коэффициент перегрузочной способности. M max m M CP.ЭКСП i   D  n НОМ , V где: n НОМ - частота вращения вала электродвигателя; V - cкорость выбирания. Скорость подъема якорной цепи с некоторым приближением можно принять равной средней скорости подъема за весь период выбирания. Основы расчета гидравлических якорно-швартовных механизмов. Использование гидропривода наиболее целесообразно из-за малых габаритов и отсутствия редуктора. Целью расчета является выбор гидродвигателя и насоса. Судовые грузоподъемные устройства. Судовые грузоподъемные устройства предназначены для перемещения груза и уменьшения объема ручного труда. Различают на береговые и судовые. Судовые грузоподъемные устройства разделяют на две группы: 1. основные (для работы с основным видом груза); 2. вспомогательные (для облегчения ручного труда). Одним из главных элементов грузоподъемного устройства является грузовая лебедка. По виду привода они бывают ручные, электрические, гидравлические. Основы расчета грузовой лебедки. Целью расчета является определение момента на валу электродвигателя и его оборотов. Определяются тяговые усилия в тросе гака PQ T n ,  БЛ где: Р – вес груза; Q – вес противовеса; n  БЛ – КПД блока, n – количество блоков. Разрывное усилие PРАЗР  RT Диаметр барабана лебедки DБ  18d ШК Длина барабана LБ  1,1  1,6DБ Число витков на барабане L m Б d ШК Длина шкентеля на барабане l Б   DБ  d ШК m Момент на барабане D  d ШК MБ Т Б   Б Частота вращения барабана nБ  60V ,  D Б  d ШК  где V – скорость движения шкентеля, V = 0,5м/с. Передаточное число редуктора i nБ n ДВ Момент двигателя М M ДВ  Б i  Буксирные и сцепные устройства. Буксирные и сцепные устройства предназначены для вождения несамоходных судов методом буксировки или толкания. Состав буксирного устройства: буксирная лебедка, буксирный гак, буксирный трос или канат, буксирные дуги и т.д. Основы расчета буксирной лебедки. Целью расчета является определение основных размеров, передаточного числа и мощности электродвигателя. Для расчета необходимо знать зависимость тягового усилия Рт и сопротивления движению воды корпуса судна R от скорости равномерного движения состава. R Pт Как правило, рассчитывают лебедку при подтягивании буксируемого состава к буксиру на номинальной (расчетной) скорости. R Pт V При включении лебедки скорость баржи увеличивается, а скорость буксира уменьшается и буксир развивает тяговое усилие Рт. При расчете лебедки задаются либо скоростью подтягивания состава, либо величиной тягового усилия. Скорость подтягивания состава Vподт = 10  20м/с  графически из характеристики определяют величину тягового усилия при подтягивании РТ 0 . Как правило, РТ 0 = (1,2  1,15)Рт Затем задаются динамической величиной усилия Рдин = (1,5  2,0) РТ 0 Разрывное усилие в буксирном канате Рразр = k·Рдин где k – коэффициент запаса, k = 4  6. По Рразр выбирают буксирный канат, затем определяют диаметр барабана буксирной лебедки D Б = (16  20)dк, где dк – диаметр буксирного каната Определяют длину барабана LБ = (1,4  1,6) D Б Определяют число витков на барабане LБ XБ  d  dК где d – расстояние между витками каната Затем определяют длину буксировочного каната LК  X Б   DБ  z СЛ d К   z СЛ где z СЛ - число слоев каната на барабане, z СЛ = 4  5 Для определения передаточного числа редуктора используют расчетный диаметр барабана D БРАСЧ  D Б  d К 2 z СЛ  1 Передаточное число редуктора i n ДВ nБ nБ  V ПОДТЯГ   DБРАСЧ Определяется мощность привода лебедки PТ .О  V ПОДТ N  ЛЕБ   БУКС . УСТР