Совершенствование рабочих процессов при строительстве газо-нефтепроводов

Диапазон регулирования при угле наклона блока, 25°  3,2

Минимальная продолжительность  цикла регулирования, с,

при угле наклона блока:

от 0 до 25°         0,20

от 25 до 0°         0,10

Допустимое количество циклов регулирования за 1 мин  10

Масса (без рабочей жидкости), кг      43

Для управления регулятором  мощности, обеспечивающим необходимую  подачу насоса, установим дополнительный управляющий насос НШ-10.

По технической характеристике выбранного насоса производим уточнение  действительной подачи насоса по формуле /13/:

                                                 ,    (3.12)

где Q_нд – действительная подача насоса, дм³/с;

q_нд – действительный рабочий объём насоса, дм³/об;

n_нд – действительная частота вращения вала насоса, с^-1;

- объёмный КПД насоса.

Рассчитываем действительную подачу насоса:

 дм³/с.

3.4.3 Определение внутреннего диаметра гидролиний, скоростей движения жидкости

Расчётные значения внутренних диаметров  всасывающей, напорной и сливной  гидролиний определяем из уравнения  неразрывности с учётом размерностей по формуле /9/:

                                                   ,    (3.13)

где d_р – расчётное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

V_ж – скорость движения жидкости в гидролинии, м/с.

Принимаем согласно рекомендациям /9/ следующие значения скоростей:

• для всасывающей

V_ж.вс=1,2 м/с;

• для сливной

V_ж.сл=2 м/с;

• для напорной

V_ж.сл=6,2 м/с.

Рассчитываем внутренний диаметр  гидролиний:

• для всасывающей

 м;

• для сливной

 м;

• для напорной

 м.

По расчётному значению внутреннего диаметра гидролинии производим выбор трубопровода по ГОСТу 8734-75, при этом действительное значение диаметра трубопровода должно быть больше расчётного.

Примем: d_в=38 мм, d_сл=30 мм, d_н=17 мм.

Значение толщины стенки трубопровода принимаем конструктивно равным 2 мм.

Далее производим определение действительных скоростей движения жидкости во всасывающей, напорной и сливной гидролиниях  по формуле /13/:

                                                    ,    (3.14)

где V_жд – действительное значение скорости движения жидкости, м/с;

d – действительное значение внутреннего диаметра гидролинии, м;

Q_нд – действительный расход жидкости, дм³/с.

Рассчитываем действительные скорости движения жидкости по каждому трубопроводу:

• для всасывающей

 м/с;

• для сливной

 м/с;

• для напорной

 м/с.

3.4.4 Выбор гидроаппаратуры и кондиционеров рабочей жидкости

Гидроаппаратуру выбираем по условному  проходу и номинальному давлению. Дополнительным параметром для гидроаппаратуры является номинальный расход жидкости.

Под условным проходом d_у по ГОСТу 16516-80 понимается округлённый до ближайшего значения из установленного ряда диаметр круга, площадь которого равна площади характерного проходного сечения канала устройства или площади проходного сечения присоединяемого трубопровода.

Согласно рекомендациям /13/ примем следующие d_у для трубопроводов:

• для всасывающей d_у.в=40 мм;
• для сливной d_у.в=32 мм;
• для напорной d_у.в=16 мм.

По рекомендациям /14/ выбираем предохранительный клапан ГГ4.16-10.000, со следующими основными параметрами:

Условный проход, мм:

клапана         16

гидрораспределителя       16

Максимальный расход пропускаемой жидкости, л/мин  200

Диапазон регулирования давления, МПа              5-31,5

Выбираем линейный фильтр 1.1.32-40/0,63 по /11/:

Номинальная пропускная способность, л/мин   63

Тонкость  фильтрации, мкм      25

Номинальное давление, МПа      1,6

Выбираем рабочую жидкость ВМГЗ по /14/:

Плотность при 20⁰С г/см³      0,855

Вязкость при 50⁰С, сСт       10

Температура застывания, ⁰С      60

Температура вспышки, ⁰С      135

ГОСТ, ТУ       ТУ 38 101479-74

Рабочая температура, ⁰С      до +90

Рабочий диапазон температур, ⁰С    -50…+60.

Выбираем моноблочный гидрораспределитель типа ГР 316 по /14/:

Давление, МПа:

номинальное       32

максимальное       40

Расход рабочей жидкости, дм³/мин:

номинальный       90

максимальный       125

Выбираем гидрораспределитель  типа РС по /14/:

Давление, МПа:

номинальное       16

максимальное       25

кратковременно       32

Расход рабочей жидкости, дм³/мин:

номинальный       100

максимальный       125

Выбираем дроссель с обратным клапаном типа 62600 по /14/:

Условный проход , мм      16

Номинальный расход рабочей жидкости, л/мин  63

Давление, МПа:

номинальное       32

максимальное       35

Масса, кг         1,1

3.4.5 Расчёт потерь давления в гидролиниях

Определение потерь давления при движении жидкости в гидролиниях необходимо для более точного расчёта гидродвигателя, а также для определения гидравлического КПД гидропривода.

Потери давления определяем отдельно для каждой гидролинии при определённой температуре рабочей жидкости. В  соответствии с известным из гидравлики принципом наложения потерь потери давления в гидролинии определяем по формуле /13/:

                                                          ,   (3.15)

где  - потери давления в гидролинии, МПа;

- сумма путевых потерь, МПа;

- сумма потерь в местных  сопротивлениях, МПа.

Потери давления по длине гидролинии определяем по формуле /13/:

                                                    ,   (3.16)

где  - потери по длине (путевые), МПа;

- коэффициент путевых потерь (коэффициент Дарси):

l – длина гидролинии, м;

d – внутренний диаметр гидролинии, м;

V_жд – скорость движения жидкости в гидролинии, м/с;

- плотность рабочей жидкости, кг/м³.

При подстановку в формулу длины  гидролинии l следует учитывать, что для всасывающей гидролинии l=l_вс, для напорной гидролинии l=l_н+l_исп, а для сливной гидролинии l=l_сл+l_исп.

Коэффициент путевых потерь зависит от режима движения жидкости, для этого определяем число Рейнольдса по формуле /13/:

                                                           ,    (3.17)

где R_е – число Рейнольдса;

- кинематический коэффициент вязкости рабочей жидкости, м²/с.

Рассчитываем значение числа Рейнольдса для каждой из линии:

• для всасывающей гидролинии

;

• для сливной гидролинии

;

• для напорной гидролинии

.

Режим движения жидкости во всех гидролиниях  турбулентный, так как значение числа  Рейнольдса для всех больше 2320.

Коэффициент путевых потерь для  турбулентного движения определяем по формуле /13/:

                                                     .     (3.18)

Рассчитаем коэффициент путевых  потерь для каждой гидролинии:

• для всасывающей гидролинии

;

• для сливной гидролинии

;

• для напорной гидролинии

.

Рассчитываем потери давления по длине, для каждой гидролинии

• для всасывающей гидролинии

МПа;

• для сливной гидролинии

МПа;

• для напорной гидролинии

МПа.

Путевые потери во всей гидросистеме:

 МПа.

Потери в местных сопротивлениях будут составлять 25% от путевых:

 МПа.

Рассчитаем потери давления в местных  сопротивлениях для напорной и сливной  гидролиний:

• для сливной гидролинии

 МПа,

• для напорной гидролинии

 МПа.

Рассчитываем потери давления в  гидролиниях:

• для всасывающей гидролинии

 МПа;

• для сливной гидролинии

 МПа;

• для напорной гидролинии

 МПа.

Рассчитываем потери давления в  гидросистеме:

 МПа.

3.4.6 Расчёт гидроцилиндров

Диаметр поршня гидроцилиндра  с поршневой рабочей полостью определяется из уравнения равновесия сил, действующих на шток, по формуле /13/:

                                         ,  (3.19)

где D₁ – диаметр поршня, м;

F – усилие на штоке, Н;

р_ном – номинальное давление гидросистемы, Па;

- потери давления в напорной  гидролинии, Па;

- коэффициент,  =0,5 /13/;

- потер давления в сливной  гидролинии, Па.

Рассчитываем диаметр поршня:

 мм.

После нахождения диаметра поршня определяем диаметр штока  м.

Кроме определения диаметров поршня и  штока из условия обеспечения  заданного усилия необходимо произвести ещё расчёт гидроцилиндра по обеспечению  заданной скорости движения штока.

В этом случае диаметр поршня вторично определяется из уравнения неразрывности потока жидкости по формуле /13/:

                                                               (3.20)

где  - расход жидкости, м³/с;

V – скорость движения штока, м/с.

Рассчитываем  вторично диаметр поршня:

 м

и диаметр штока:

 мм

Найдём  среднее значение диаметра поршня и  штока:

 мм,       мм.

Из  технической литературы /14/ выбираем гидроцилиндр с параметрами: D=140 мм, d=60 мм, L=500 мм.