608

Расчетная часть-Расчет двухвинтового многофазного насоса МРС-208 (А8-2ВВ)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 175489
Дата закачки: 05 Декабря 2016
Продавец: nakonechnyy.1992@list.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет двухвинтового многофазного насоса МРС-208 (А8-2ВВ)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 3.РАСЧЕТ ОСНОВНЫХ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ ДВУХВИНТОВОГО НАСОСА
3.1 Условия работы двухвинтового насоса на многофазной смеси и действующие нагрузки
При работе на смеси газа и жидкости перепад давлений на каждой ступени может отличаться. В зависимости от процентного содержания газа в перекачиваемой смеси эпюра распределения давления вдоль винта может иметь вид отличный от эпюры при перекачивании жидкости.
При перекачивании мультифазной смеси объём газовой фракции в каждой последующей камере будет уменьшаться, следовательно, будет уменьшаться и количество утечек в каждой камере. Схематично процесс уменьшения объёма газа в камерах винта показан на рис. 5.
Распределение давления вдоль винта в этом случае будет иметь параболический характер.
При высоком содержании газа, выше 90%, и большом давлении нагнетания увеличение давления происходит преимущественно в последней камере. В свою очередь, перепад давления между первой камерой и полостью всасывания насоса равен нулю, таким образом, утечки также равны нулю и объём смеси, поступающей в насос практически равен геометрической подаче насоса. Эпюра распределения давлений в камерах винтов представлена на рис.6. Поэтому объёмный коэффициент полезного действия приближается к 100%.
Общий расход смеси на входе в насос складывается из расхода жидкости и расхода газа. Поскольку одной из главных задач мультифазных насосов является снижение давления на выходе из скважины, то на входе в насос, и соответственно во всасывающей камере, как правило, давление выше атмосферного. В соответствии с этим количество газа на входе в насос должно рассчитываться с учетом сжатия.
В качестве исходных данных для подбора мультифазных насосов принимается количество газа, приходящееся на тону нефти при нормальном атмосферном давлении, поэтому для определения количества газа, поступающего в насос необходимо учесть давление на входе в насос.
. - расход смеси газа и жидкости, где
количество жидкости, поступающей в насос,
количество газа на входе.
Объёмный к.п.д. насоса равен , где

геометрическая подача насоса.
количество газа, поступа-ющего в насос с учетом давления на входе.

газосодержание в перекачиваемой смеси.

Объём газа в каждой последующей камере уменьшается. В математической модели рассматривается изотермический процесс сжатия в каждой камере. Объём газа в каждой последующей камере определяется соотношением , где
абсолютное давление в камере винта.
Дифференциальное давление насоса складывается из суммы перепадов давлений на всех камерах - .


3.2 Силы, действующие на винты.
При перекачивании жидкости в каждой последующей камере происходит увеличение давления на одну и ту же величину. Рассмотрим распределение давлений на поверхности винта (рис.4). В виду того, что витки винта имеют наклон, распределение давления на верхней и на нижней поверхностях винта смещено относительно друг друга на величину шага винта. Поэтому из-за такой неравномерности распределения давления на винте появляется радиальная сила, которая стремится изогнуть винт.
В работе [4] предложена формула для определения радиальной силы, действующая на каждый винт:

,
где
шаг нарезки винта;
наружный диаметр нарезки винта;
дифференциальное давление насоса;
отношение внутреннего диаметра нарезки к наружному ;
Под действием этой силы происходит изгиб винтов, который приводит к тому, что зазор между винтом и обоймой становится эксцентрическим (рис.7), а, следовательно, меняется и расход жидкости, проходящей через него.

3.3 Изменение величины утечек из-за изменения формы радиального зазора.
Величина утечек через эксцентрический зазор определяется известным из гидравлики соотношением - , где величина эксцентриситета, расход жидкости через концентрический зазор.
Величину эксцентриситета можно определить при помощи геометрических зависимостей.
3.4 Определение давлений в камерах винтов
Система дифференциальных уравнений, определяющих давление в камерах винтов при перекачивании смеси жидкости и газа:

где количество утечек через зазор в i-ой камере рис.3;
количество газа в i-ой камере;
модуль объёмной упругости жидкости;
объём жидкости в i-ой камере.
Порядок системы дифференциальных уравнений определяется числом замкнутых камер.
В уравнениях необходимо учитывать, что изменение объёма жидкости в каждой камере определяется также изменением объёма газа за счёт сжатия (рис. 5).
При определении количества газа в камерах принимаем, что процесс сжатия газа - изотермический. Это справедливо, так как жидкая и газообразные фазы соприкасаются по достаточно большой площади и жидкость отбирает достаточное количество тепла. При этом температура газа мало отличается от температуры жидкости.
объём газа в ( ) – ой камере.
Количество замкнутых камер определяется числом шагов винтовой нарезки и её длиной. Чем больше число замкнутых камер, тем выше давление, развиваемое насосом, т.к. меньше перепад давлений в каждой камере и, следовательно, меньше утечки.
На рис.5 видно, что объём газа на входе в насос значительно сжимается в каждой последующей полости, образованных нарезками винтов. Сжатие газа в каждой камере происходит из-за перетечек жидкости из последующей камеры. Так как жидкость должна почти полностью заполнить последнюю камеру перед напорной линией, то скорость утечек через последний виток должна быть значительно выше, чем в камере, непосредственно прилегающей к камере всасывания. Это означает, что увеличение давления на последней ступени будет гораздо выше, чем в первой ступени.
Количество жидкости в камере можно представить, как баланс утечек поступающих из ( )- ой камеры и выходящих из данной камеры в ( ) - ю, а также уменьшением объёма газа (рис. 3, 5).
.




3.5 Характер распределения давления вдоль винта при перекачивании жидкости
При перекачивании только жидкой фракции изменение объёма жидкости за счёт сжатия газа отсутствует, поэтому величина утечек во всех ступенях будет одной и той же. Следовательно, перепад давления на каждой ступени будет одинаковым. Таким образом, распределение давления вдоль оси винта будет равномерным.


3.6 Особенности работы двухвинтового насоса при перекачивании смеси жидкости и газа при высоком давлении на входе в насос
При перекачивании смеси с большим содержанием газа и большим давлением на входе в насос можно наблюдать парадоксальную на первый взгляд картину. При уменьшении степени повышения давления подача насоса будет меньше, чем при гораздо большей степени повышения давления, но при небольшом давлении на входе в насос.
Происходит это из-за того, что при большом значении характер распределения давления вдоль винта аналогичен распределению давления при перекачивании насосом только жидкости. Связано это с тем, что газ поступает в насос уже в достаточно сжатом состоянии и дальнейшего сжатия по мере его продвижения вдоль винта не происходит, следовательно, перепад давления на всех ступенях примерно один и тот же. В том числе и на первой ступени ближайшей к линии всасывания. Таким образом, в первой ступени присутствуют утечки, приводящие к снижению подачи насоса. Провести подобные испытания в лаборатории затруднительно ввиду того, что для этих целей необходимо использовать мощные компрессоры способные создавать высокое давление воздуха на входе в насос.
При перекачивании смеси при невысоком давлении на входе в насос, как уже отмечалось выше, основное повышение давления и основные утечки происходят на последней ступени, а на первой ступени перепад давления равен нулю и, следовательно, утечки равны нулю.


3.7 Результаты моделирования
С целью подтверждения правильности математической модели и алгоритмов решения проводилось моделирование работы насосов А8 2ВВ 80/40-40/40, А8 2ВВ 50/40-30/40, А8 2ВВ 22/40-10/25 и сравнение результатов моделирования их работы с экспериментальными данными, полученными при натурных испытаниях на стенде завода-изготовителя, которые приведены на рис. 8, 9, 10 [5].
Моделирование проводилось для двух режимов работы:
- перекачивание воды;
- перекачивание мультифазной смеси, состоящей из воды и воздуха.
Моделирование мультифазного потока проводилось при различном газосоодержании.
Численный эксперимент имитировал снятие рабочей характеристики насоса при проведении натурных испытаний.
Порядок проведения испытаний заключается в последовательном изменении дифференциального давления насоса и замерах величины подачи, соответствующих каждому значению давления.
При моделировании работы насоса на мультифазной жидкости на вход насоса подается смесь воды и воздуха при заданном давлении. Количество воздуха и жидкости, поступающих в насос измеряется при помощи расходомеров.
Характеристики, полученные при испытании насоса, и полученные при моделировании нанесены на одно поле.
В качестве исходных данных принимались следующие параметры насосов:
- геометрическая подача при частоте вращения 1450 об/мин;
- параметры винтовой нарезки – ход нарезки, ширина винтовой нарезки, диаметры винтов, количество замкнутых камер;
- действительные величины радиальных зазоров между винтами и обоймой, полученные при изготовлении винтов и обоймы;
- величины дифференциального давления и соответствующие значения подачи брались в соответствии с протоколом испытаний;
- величины эксцентриситета для каждого витка определялись в соответствии с зависимостями для деформации стержня цилиндрического сечения, состоящего из нескольких участков цилиндрической формы, под действием радиальной силы.
На рис.8. приведены напорные характеристики насоса А82ВВ 80/40-40/40, полученные при эксперименте и в результате расчёта. Относительная ошибка расчетов составила не более 2,64%.
На рис.9 приведены расчётная и экспериментальная характеристики насоса А8 2ВВ 50/40-30/40 при перекачивании воды. Относительная ошибка расчёта подачи не превосходит 2,34%.
Моделирование работы двухвинтового мультифазного насоса А82ВВ 22/40-10/25. Результаты моделирования и экспериментальная характеристика приведены на рис.10. Относительная ошибка не превысила 2,13%.
Результаты расчётов показывают, что при моделировании работы двухвинтовых насосов на воде, составленная модель с достаточной достоверностью описывает работу двухвинтового насоса. Относительная ошибка расчетов для всех трех насосов не превысила 3%.
Необходимо отметить, что важным параметром при моделировании является величина эксцентриситета расположения винтов относительно обоймы. Моделирование насоса без учета эксцентриситета не приводит к удовлетворительному совпадению результатов расчета и эксперимента при дифференциальном давлении больше 15 бар.
Моделирование насоса при перекачивании смеси воды и воздуха
проводились только для насоса А8 2ВВ 80/40-40/40 из-за отсутствия экспериментальных данных для других насосов. Моделирование также повторяло эксперимент на стенде. При испытаниях снимается одна точка при определенном значении газосодержания и давлений на входе и на выходе из насоса.




Режимы для моделирования:
1. ,
2. .
Для первого режима расчётное значение подачи смеси составило 102,2 м3/ч. Данные эксперимента – 100,58 м3/ч, относительная ошибка – 1,61%.
Для второго режима расчётное значение подачи смеси составило 93,04 м3/ч. Данные эксперимента – 91,91 м3/ч, относительная ошибка – 1,23%.
Меньшее значение подачи при меньшем газосодержании объясняется параболическим распределением давления вдоль винта. При большем газосодержании перепад давления на первой камере приближается к нулю и соответственно величина утечек равна нулю, поэтому величина подачи приближается к геометрической.
Описанная в работе методика, реализованная в виде программы, позволяет автоматизировать процесс подбора мультифазных насосов и рассчитывать характеристики насосов с достаточно высокой точностью.
Поскольку условия на входе в насос в реальных условиях могут меняться в широком диапазоне, то автоматизация прогнозирования рабочих характеристик насоса позволяет избежать ошибок при подборе оборудования.




Рис.1. Конструктивная схема мультифазного двухвинтового насоса



Рис.2. Гидравлическая часть двухвинтового мультифазного насоса



Рис. 2а. Винты двухвинтового насоса и направление движения потока жидкости



Рис.3. Дисковая модель двухвинтового насоса и направление перетечек перекачиваемой жидкости между камерами винтовой нарезки



Рис.4. Распределение давления жидкости вдоль винта



Рис.5. Схематичное представление движения двухфазной жидкости в камерах винта



Рис. 6. Распределение давлений в камерах винта при перекачивании жидкости с большим содержанием газа



Рис.7. Форма диаметрального зазора при деформации винтов под действием давления.



Рис.8. Результаты эксперимента и моделирования насоса
А8 2ВВ 80/40-40/40



Рис.9. Результаты эксперимента и моделирования насоса
А8 2ВВ 50/40-30/40



Рис.10. Результаты эксперимента и моделирования насоса
А8 2ВВ 22/40-10/25.








3.8 Расчет вала на прочность.
Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения.
Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала:
τкр=Mкр.max=Mкр.max (3.26)

Wр=0,2*d3 вн.
где, dвн.=Мкр.max (3.27)
0,2*τкр
Максимальный крутящий момент:
Мкрmax=Nmax (3.28)
w
где, N max– приводная мощность двигателя, 13 т;
w= π*n - угловая скорость, сек;
30
п-частота вращения электродвигателя, об/мин.
Напряжение на кручение определяем по пределу текучести материала σт.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимаем с коэффициентом запаса прочности η=1,5;
τ=[τ]= τт = σт (3.18)
η 2η
Для вала насоса берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа.
Насосное соединение валов и некомпенсированные зазоры создают радиальную нагрузку в 60-130 кг.с, действующую на шлицевой конец вала насоса.
Радиальная нагрузка Р, находится по формуле:


Р1=K[3E*J*∆у]
C3
где, К – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров
и равный 0,45-0,85;
Е – модуль упругости материала вала, Па.
J – момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки. М;
∆у – стрела прогиба шлицевого конца вала, вызванная неспособнос-
тью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м;
С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м;



Момент инерции вала:
J=π*d4вн.*а*(Ddвн.)*(D+dвн.)*z (3.30)
64
где, а – ширина шлицы, м;
D – наружный диаметр шлицев, м;
z – число шлицев.
Радиальная нагрузка на вал Р2, зависящая от неравномерной передачи крутящего момента шлицами малы и ею можно пренебречь.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2*Р, где
Рокр.=2*Мкр.max (3.31)
dср.
где, D – средний диаметр шлицев.
Р2=0,2*Рокр. (3.32)
Изгибающий момент на шлицевом конце вала:
Мизгб.max=(Р1+Р2)*b (3.33)
где, b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р
до проточки под стопорное кольцо, м.
Мизг.max.=(Р1-Р2)*b.
Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо).

σизг.max=Мизг.max (3.34)
Wx
Wх=π*d4кр. (3.35)
32*D
где, Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо,
м;
dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м;
σизгб.min=Мизг.min
Wx
Напряжение кручения
τкр.=Мкр.max (3.37)
Wp
Wр=2*Wx – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо;
Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности:
σэкв.=√σ2изг.max+3τ2 (3.38)
По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок:
п=σт≥1,3 (3.39)
σэкв

Исходные данные:
Приводная мощность двигателя N = 2000Вт. Частота оборотов двигателя п=2840 об/мин. Предел текучести материала вала σ=750 МПа. Модуль упругости материала вала У=20*10 МПа. По данной методике произведем расчет с цифровыми значениями:

Момент инерции вала:
J= π*d4вн.+ а (D-dвн) * (D +dвн)2*z
64
J= 3,14*0,0124 + 0,0035 (0,017 – 0,012)*(0,017+0,012) 2*6
64
J=2,3*10-10 м;

Нагрузка создаваемая работающими шлицами:
Р2=0,2*Рокр.
Р2=0,2* Mкр.max
dср
Р2=0,2 * 2*67,28
0,0155
Р2= 1736,2584.

Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо:
Мизг.max= (Р1+Р2)*b
Мизг.max=(258,957+1736,258)*0,035
Мизг.max=69,83 Н*м.

Минимальный изгибающий момент в этом сечении:
Мизг.min=(Р1-Р2)*b
Мизг.min=(258,957-1736,258)*0,035
Мизг.min=51,74 Н*м;

Напряжение изгиба в опасном сечении:
σизг.max=Мизг.max
Wx
где, W= π*d4кр
32*D
W=3,14*0,01574
32*0,017
W=3,51*10-7 м3;

Это мы нашли осевой момент сопротивления вала:

σизг.max.= 69,83
3,51*10-7
σизг.max =198,945Мпа

Минимальное напряжение изгиба
σизг.min.= 51,71
3,51*10-7
σизг.min.= 147,321 МПа

Напряжение кручения:
τкр=Мкр.max
Wp
где, Wр=2*Wх
Wр=2*3,51*10-7
Wр=7,02*10-7 м

Это мы нашли полярный момент сопротивления вала

τкр.= 67,28
7,02*10-7
τкр.=96,114 Мпа;
Эквивалентное напряжение:
σэкв=√σ2 изг.max + τкр2
σэкв=√198,9452+3*96,1142
σэкв.=259,409 Мпа;
Запас прочности по пределу текучести:
п= σт ≥ 1,3
σэкв
п= 750
259,409
п=2,8;
Из результатов расчетов видно, что вал из стали 40 ХН диаметром 17 мм со шлицем и с проточкой под стопорное кольцо выдерживает заданные нагрузки с коэффициентом запаса прочности п=2,8, который удовлетворяет условию 2,8>[1,4].






4 СПЕЦИАЛЬНЫЙ ВОПРОС АНАЛИЗ РАБОТОСПОСОБНОСТИ И РАЗРАБОТКА ТЕХНИЧЕСКИХ РЕШЕНИЙ ПО ПОВЫШЕНИЮ НАДЕЖНОСТИ ГИДРАВЛИЧЕСКОЙ СИСТЕМЫ ДВОЙНЫХ ТОРЦОВЫХ УПЛОТНЕНИЙ ВАЛА РОТОРА ДВУХВИНТОВОГО МУЛЬТИФАЗНОГО НАСОСА ТИПА МРС208.
4.1 Обоснование необходимости проведения анализа и разработки технических мероприятий по повышению надежности работы гидравлической системы торцовых уплотнений насоса. Краткая характеристика объекта разработки.
Объектом проведения анализа выбраны мультифазные насосы типа МРС208 в составе многофазной насосной станции (МФНС) немецкой фирмы Борнеман, установленные на УПСВ «Пиненковская» и ДНС «Буролатская» ОАО «Самаранефтегаз».
На данных объектах многофазные насосы эксплуатируются с декабря 2007 года. Насосы включены в работу по параллельной схеме, при этом один из насосов находиться в работе, два других в резерве. Система управления не исключает параллельную работу двух насосов. Возможность перекачивания многофазной среды с содержанием газа до 100% обеспечивается за счет наличия буферной емкости с жидкостью объемом 50м.куб. При прохождении газовой пробки система автоматического регулирования работой насоса обеспечивает подачу жидкости на вход насоса из буферной емкости.
Краткая характеристика объектов
В состав УПСВ «Пиненковская» и ДНС «Буролатская» входят:
•  технологическая площадка;
• площадка узла переключения;
• насосная;
• факельное хозяйство;
• площадка дренажных емкостей;
• инженерные сети.
УПСВ «Пиненковская» предназначена: для сброса пластовой воды, ее утилизации, транспорта обезвоженной нефти и попутно добываемого газа на УПСВ «Софинско-Дзержинская».
.
Производительность УПСВ- по жидкости 2,9 млн.т/год.

ДНС «Буролатская» предназначена для транспорта нефтяной эмульсии и попутно добываемого газа, поступающих по трубопроводу с Пиненковской УПСВ и Ежовской ДНС, на УПСВ «Софинско-Дзержинская».
Производительность ДНС – 1,2 млн.т/год.
Технологические процессы на УПСВ и ДНС автоматизированы.
У винтовых насосов МРС 208 с наружным подшипниковым узлом для уплотнения валов применяются односторонние торцовые уплотнения с установленным за ним радиальным кольцом для уплотнения вала. Вышеуказанные уплотнения валов поставляются с различными комбинациями материалов. Герметичность системы торцовых уплотнений вала насоса обеспечивается за счет создания и поддержания требуемого перепада давления между затворной жидкостью в полости торцовых уплотнений и рабочего давления перекачиваемой жидкости в корпусе насоса. Гидравлическая схема системы торцовых уплотнений представлена на рис.3 и состоит: из нагнетательной и обратной линий; гидроаккамулятора, двух щаровых кранов с электроприводом, подающего и циркуляционного насосов, торцовых уплотнений мультифазного насоса, маслорадиатора, фильтра, двух перепускных клапанов.
Гидравлическая система работает следующим образом:
Жидкость из гидробачка подается насосом в гидроаккамулятор, где поддерживается давление в системе до 5,0МПа.. При открытом запорном устройстве (шаровом кране) жидкость по линии нагнетания через перепускной клапан попадает в систему торцовых уплотнений, при этом система управления поддерживает постоянный перепад давлений 0,43 МПа между давлением гидравлической жидкости (затворной) в системе торцовых уплотнений и давлением перекачиваемой жидкости в корпусе насоса. Этот перепад давления необходим для обеспечения нормальной работы торцовых уплотнений с обеспечением заданной герметичности по валу винта, смазки, охлаждения и защиты подшипников от попадания в них перекачиваемой жидкости, газа и механических примесей. После прохождения гидравлической жидкости через торцовые уплотнения, она с помощью циркуляционного насоса проходить через масляный радиатор, охлаждается и поступает обратно на вход торцовых уплотнений (работа по малому кругу при установившемся режиме) или стравливается в маслобак по линии слива (работа по большому кругу).
Процесс поддержания постоянного перепада давлений, а соответственно надежность работы торцовых уплотнений и подшипников, обеспечивается надежной и безотказной работой перепускных клапанов, являющихся управляющими механизмами системы управления МФНС. В случае отказа перепускного клапана возможно два варианта событий:
1. снижение давления внутри камеры торцовых уплотнений ниже допустимого значения. В этом случае перекачиваемая жидкость может попасть во внутреннюю полость торцового уплотнения, что в свою очередь приводит к выдавливанию затворной жидкости, загрязнению гидравлической жидкости системы торцовых уплотнений, и как следствие, выход из строя торцового уплотнения, подшипников.
2.повышение давления внутри камеры торцовых уплотнений выше допустимого значения. В этом случае гидравлическая жидкость выдавливается в полость насоса, что в свою очередь приводить к масляному голоданию подшипников и торцовых уплотнений с последующим нарушением герметичности.
Анализ ошибок, выдаваемых системой управления МФНС на УПСВ «Пиненковская» и ДНС «Буролатская» ОАО «Самаранефтегаз», указывает, что наиболее частая остановка МФНС происходит по причине повышения или понижения установленного перепада давлений 0,43МПа в системе торцовых уплотнений насоса, вызванная нестабильной работой перепускных клапанов.
4.2 анализ работы клапана перепускного AEXd22061f-S1788/T4.
Анализ проведён по представленному образцу клапана, бывшего в работе в составе системы уплотнений С.
Произведена разборка клапана с разрезкой клапана электроискровым способом без повреждения внутренних элементов конструкции.
Проведён анализ состояния деталей, в том числе мест уплотнений.
Проведены необходимые обмеры, выполнены эскизы деталей и сборки в целом.
Клапан представляет конструкцию с основным элементом уплотнения «конус по седлу», имеет разгрузочные каналы и пружину прижатия конуса на седло. Клапан открывается принудительно с помощью электромагнита.
При подаче на катушку электромагнита напряжения 24 В якорь электромагнита перемещается и, нажимая на хвостовичок клапана поз.3 (см. сборочный эскиз), перемещает его, сжимая пружину поз. 6, при этом конусная часть клапана отходит от седла втулки поз.2 – клапан открыт, рабочая жидкость через вход «Р» истекает из выхода «А».
Подвижные элементы клапана и электромагнита выполнены высокоточными с высокой степенью шероховатости поверхности. Работоспособность клапана обеспечивается при высокой степени чистоты рабочей жидкости. В случаях использования рабочей жидкости с примесями, особенно с твёрдыми частицами, может быть зависание (клинение) подвижных частей клапана и якоря электромагнита и как следствие его негерметичность или не открытие клапана.
Наиболее вероятными причинами нестабильной работы клапана являются:
• не герметичность клапана в месте сопряжения конусной части с седлом.
• недостаточное усилие развиваемое электромагнитом (клапан полностью не открывается) или пружиной (клапан полностью не закрывается).
• зависание подвижных частей клапана(в открытом, закрытом или в каком – либо промежуточном положении) при попадании в гидравлическую жидкость загрязнений (следствие двух первых причин).


4.3 Предложения по устранению выявленных недостатков и повышению надежности работы гидравлической системы торцовых уплотнений.
1.Принять технологические меры по подготовке жидкостим к подаче на вход насосов с целью предупреждению возможности превышения давления на входе в насос выше допустимых значений (1,2-1,5 мПа), что в дальнейшем предотвратит повышения давления в полости насоса и прорыва перекачиваемой жидкости в во внутреннюю полость торцовых уплотнений. Такими мерами могут быть: подогрев и снижение вязкости, дополнительная фильтрация поступающей жидкости на вход насосов, использование химреагентов и т.д.
2.повысить чистоту гидравлического масла системы торцовых уплотнений, путем установки дополнительного фильтра на линии слива гидравлической жидкости в гидробачок, что в последующем предотвратит такое явление как зависание клапана (чистота масла должна быть не ниже 14 класса).
3. Ограничит забор затворной жидкости из нижней отстойной части гидравлического бачка, путем доработки приемного устройства,
4. Увеличить усилие сжатия прижимной пружины на 5 кг/см.кв, для более плотного прилегания конусной части к седлу пружины.
5.Увеличить усилие электромагнитной катушки, с целью обеспечения наиболее полного открытия клапана.

Предлагаемые пути решения представлены на листе 3 графической части.


Размер файла: 218 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 6         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.