601

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса УЭЦН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176762
Дата закачки: 17 Января 2017
Продавец: lelya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса УЭЦН: Расчет ступени ЭЦН, Расчет рабочего колеса, Расчет направляющего аппарата, Проверочный расчет шпоночного соединения, Проверочный расчет шлицевого соединения, Расчет вала ЭЦН, расчет вала на прочность, Прочностной расчет, Прочностной расчет корпуса насоса, Прочностной расчет винтов страховочной муфты, Прочностной расчет корпуса полумуфты, Определение размера пружины-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 5 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

5.1Расчет ступени ЭЦН

 5.1.1 Расчет рабочего колеса

При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны подача и напор насоса, скорость вращения вала и диаметр обсадной колонны скважины для работы в которой предназначен насос[9].
 Подача, Q – 30 м\\сут.
 Напор, H – 1300 м.
 Частота вращения вала, n – 3000 об\\мин.
 Внутренний диаметр корпуса насоса, d – 82 мм.
 Внутренний диаметр корпуса ступени, d – 76,5 мм.
После того, как установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчету проточной части рабочего колеса и других размеров.
Для этого необходимо выполнить следующее [3],[9]:
 а) Определить наибольший внешний диаметр рабочего колеса D max :
D2max=Dвн.–2S =76,5-2*2 = 72,5 мм.,
где S – радиальный зазор между внутренней стеной корпуса ступени D вн. и наибольшим диаметром рабочего колеса D max. Этот зазор выбираем в пределах S=2…3 мм
б) Определим приведенную подачу рассчитываемой ступени:
0.6196 л/с,
где 2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса в об/мин [3];
Dmax – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного насоса, мм;
n – число оборотов вала, об/мин;
Q – рассчитываемая подача, л/с.

в) Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
dвт.=Кdвт * D2max = 0,31*72,5 = 22,475мм ,
где Kdвт–коэффициент, соответствующий полученному значению Q прив. Kdвт =0,31.
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса.
При этом должно быть соблюдено условие:
dвт = dв + 2 δвт = 17+2*2/5 = 22мм,
где D вт – диаметр втулки, мм;
D в – диаметр вала насоса, мм;
δвт – толщина ступени втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150, можно принять Sвт=2…4 мм) [3].
г) Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей D1 max по уравнению:
,
где КD1max – коэффициент, определенный для Q прив. КD1max =2,3.
д) Определяем диаметр входа D в рабочее колесо:
D0=КD0*D1max = 0,96*31,52 = 30,26мм ,
где КD0– коэффициент диаметра входа в рабочее колесо для данного Qприв. КD0=0,96.
е) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса D2 min:
,

где Fприв – приведенная площадь без лопаточного кольца между стенкой корпуса ступени Dвн.ст. и ободом верхнего диска рабочего колеса D2 min. Находят для Q Fприв = 1600 мм [3].
ж) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min:
,
где KDmin – коэффициент определяемый для Qприв.
з) Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса:
b=Кb2*D2max= 0,016*72,5 = 1,16мм ,
где Кb2 – коэффициент, определяемый для Q. Кb2 = 0,016.
и) Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо:
b1=Kb1*D2max = 0,036*7,25=2,61 мм ,
где Кb1 – коэффициент, определяемый для Q. Кb1 = 0,036;
к) Напор ступени определяют по коэффициенту окружной скорости Кv2окр., пользуясь уравнением:
,
где K v2окр. – коэффициент окружной скорости. Кv2окр. = 1,33;
D2ср. – внешний диаметр рабочего колеса, мм;
n – число оборотов вала, об/мин;
g – ускорение свободного падения, м/с.

5.1.2 Расчет направляющего аппарата

Осевой направляющий аппарат ступени погружного центробежного насоса рассчитывают следующим образом [3],[9]:
а) определяем приведенную подачу и по ней определим приведенную, а затем действительную высоту рассчитываемой ступени [2]:
lприв=22мм ;
.
б) определяем высоту междулопаточных каналов:
,
где b3пр.- приведенная высота от приведенной подачи. b3пр =3,3мм.
в) Находим диаметр диафрагмы D направляющего аппарата:
,
где F”прив - приведенная площадь кольца внутренней стенкой корпуса
ступени и диаметром ступени. F”прив =800.

5.2 Проверочный расчет шпоночного соединения

Шпоночное соединение проверяется по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу [9]:
, (1)
где Мр.к. – момент передаваемый рабочему колесу н*м.
D – диаметр вала, мм;
t - глубина паза по валу, мм;
l - длина посадочной части рабочего колеса мм;
h – высота шпонки, мм.
Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД. Для определения напора необходимо определить количество ступеней находящихся в насосе. Количество ступеней можно определить следующим образом. Существует 5 видов секций отличающихся длиной, в зависимости от длины в каждой секции располагаются различное число ступеней. Для расчета возьмем следующий насоса: ЭЦНМ-5-50-1300 состоящий из 2-х секций № 2 и № 5, в некоторых расположено 264 ступени, в секции № 2 расположено 73 ступени, а в секции № 5 расположено 192 ступени. Длина одной ступени ЭЦН 50 - 24 мм. Ступени насоса в секциях располагаются в пределах:
L=n*l=(72*24) + (192*24)=6336мм ,
где n – число ступеней;
l - длина одной ступени, мм.
Длина одной ступени ЭЦН – 30 равна 17,5 мм, в секциях расположится:
,
где np – число ступеней, рассчитываемого насоса в двух секциях;
lp – длина одной ступени ЭЦН – 30, мм.
Значит в секции № 2 расположится 99 ступеней, а в секции № 5 расположится 263 ступени. Напор одной ступени равен 3,73 м. Общий напор равен произведению количества ступеней на напор одной ступени:
H=N*h = 362 х 3,73 = 1350 м ,
где h-напор одной ступени
Гидравлическая мощность насоса равна:
,
где Q – подача насосной установки, м3;
H – напор насоса, м;
j-относительный удельный вес жидкости. j=1900 кг/м3 [3];
η-КПД насоса. η = 0,43.
Мощность двигателя должна быть:
N∂ ≥ 1,05 Nг,
где Nд – мощность двигателя;
Nг – гидравлическая мощность насоса;
N∂ = 1,05*25=26,25кВт.
По (1) подбираем двигатель, соответствующий условию отраженному в формуле (4.21):
Двигатель ЭД 32-117.
Мощность двигателя Nд=32 КВт.
Момент, передаваемый на рабочее колесо:
,
где Nдв. – мощность подобранного двигателя;
Nz – число рабочих колес, установленных в насосе. Nz = 362 ступени ;
n – число оборотов вала насоса. n=2840 об/мин = 47,33 об/сек .

Расчет шпонки на смятие производится по формуле:
,
Мр.к.=1,17 Вт;
D=17мм=0,017 м;
l=10мм=0,01 м;
h=1,6мм=0,0016 м;
t=0,8мм=0,0008 м.
Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву:
σв=75-95 кгс/мм2,
σв=750-950 МПа.
Сопротивление смятию находится в пределах 0.5σв, запас прочности на смятие нас удовлетворяет.

5.3 Проверочный расчет шлицевого соединения

Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле [9]:
σсм.=Т/0,75z Асм*Rср ,
где Т – передаваемый вращаемый момент, Н·м;
z - число шлицев;
Ам – расчетная поверхность смятия, м2;
Rср. – средний радиус шлицевого соединения, мм.
Средний радиус шлицевого соединения определяется как:
Rср.=0,25 (D+d)= 0,25 (0,017+0,137)= 0,007675 м ,
где d-диаметр впадин шлицев. d = 0,0137 м;
D-максимальный диаметр шлицев. D=0,017 м.
Расчетная поверхность смятия равна:
Асм.=(D-d-2ƒ)*l / 2=( 0,017-0,0137-2*0,0003)*0,04/2 = 0,000042 м2 ,
где ƒ-фаска на шлицах. f= 0,003 м;
l-длина контактирующей поверхности шлицевого соединения. l = 0,04 м.
Передаваемый вращаемый момент рассчитывается:
,
где Nдв.- мощность двигателя. Nдв.=32 КВт=32000Вт [7];
n - число оборотов вала. n=2840 об/мин=47,33 об/сек.
Подставляем найденные значения в формулу (4.23):
σсм =676,1/0,75*6*0,000042*0,007675=466МПа.
Вал насоса изготовлен из высоколегированной стали [7].
[σсм]вала=500-1100 МПа.
Следовательно, шлицевое соединение, рассчитанное нами и проверенное на смятие удовлетворяет нашему насосу.

5.4 Расчет вала ЭЦН

Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах. По конструкции различают валы и оси гладкие, фанонные или ступенчатые, а так же сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при подсадках с натягом. Полые валы изготавливают для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр. Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродных и легированных сталей [9].
Валы рассчитывают на прочность.


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[11].
Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала:
τкр=Mкр.max = Mкр.max; (2)
Wр=0,2*d3вн; (3)
. (4)
Максимальный крутящий момент:
М=Nmax /w , (5)
w = π×n/30 , (6)
где N max– приводная мощность двигателя, 13 т;
w - угловая скорость, сек;
n - 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 [11];
. (7)
Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа [11].
Насосное соединение валов и некомпенсированные зазоры создают радиальную нагрузку в 60-130 кгс, действующую на шлицевой конец вала насоса.
Радиальная нагрузка Р, находится по формуле:
, (8)
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 неспособностью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м;
С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м.
Момент инерции вала:
, (9)
где а – ширина шлицы, м;
D – наружный диаметр шлицев, м;
z – число шлицев.
Радиальная нагрузка на вал Р1, зависящая от неравномерной передачи крутящего момента шлицами малы и ею можно пренебречь.
Пять работающих шлицев дают нагрузку,
Р2=0,2*Рокр. (10)
Рокр.=2*Мкр.max/dср (11)
где d – средний диаметр шлицев, мм.
Изгибающий момент на шлицевом конце вала:
Мизгб.max=(Р1+Р2)*b , (12)
где b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, м.
Мизг.min=(Р1-Р2)*b. (13)
Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо).
; (14)
, (15)
где Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо, м;
dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м.
; (16)
Напряжение кручения:
, (17)
где Wр – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо.
Wр=2*Wх . (18)
Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности:
(19)
По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок:
. (20)

Исходные данные:
Приводная мощность двигателя N = 2000Вт. Частота оборотов двигателя nдв=2840 об/мин. Предел текучести материала вала σ=750 МПа. Модуль упругости материала вала E=20*1011МПа. По данной методике произведем расчет с цифровыми значениями:

Момент инерции вала рассчитываем по формуле (9):
.
Нагрузка создаваемая работающими шлицами находят по формуле (10):
.
Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо по формуле (36):
Мизг.max= (258.95+1736.26)×0,035=69.83Н·м.
Минимальный изгибающий момент в этом сечении по формуле (13):
Мизг.min=(258,95-1736,26)×0,035=51,74Н·м.
Напряжение изгиба в опасном сечении найдем c помощью формул (14) и (15):
,
.
Минимальное напряжение изгиба рассчитываем по формуле (16)
МПа.
Напряжение кручения рассчитываем исходя из формул (17) и (18):
,
Wр=2 × 3,51×10- 7= 7,02×10-7м3.

Эквивалентное напряжение находится по формуле (19):
.
Запас прочности по пределу текучести по формуле (20):

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 n=2,8, который удовлетворяет условию (20) 2,8>1,3.






5.5 Прочностной расчет

5.5.1 Прочностной расчет корпуса насоса

Корпусы погружных центробежных насосов изготавливают из трубных заготовок точением или из холодных комбинированных труб повышенной точности длиной 2100, 3600 и 5000 мм [11].
Корпус насоса будет рассчитываться в следующей последовательности.
1.Выбираем наружный диаметр и внутренний корпуса насоса.
Dнар.=0,092 м, Dвн=0,080 м
2.Определяем предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности верхнего стыка по формуле [1]:
T=πКρgНrвн.[1-Eк-Fк/2 (ЕкFк+Ена Fна)] , (21)
где К – коэффициент запаса плотности стыка. К=1,4;
ρ - плотность воды. ρ=1000м3/кг;
g – ускорение свободного падения. g = 9,8 м/с;
H- максимальный напор насоса. Н =1300 м;
r - внутренний радиус расточки корпуса насоса. r=0,04 м;
Ек- модуль упругости материала корпуса насоса. Ек=0,1х10 6Мпа;
Fк – площадь поперечного сечения корпуса насоса. Fк=1,62х10 -3 м 2;
Ена- модуль упругости материала направляющего аппарата. Ена=1,45х10 5МПа;
Fна – площадь поперечного сечения направляяющего аппарата.Fна=6,08х10-4 м2.
Подставим значения в формулу (21):
Т=3,14*1,4*1000*9,81*1160*0,042[1-2,1*106*1,62[10-3/2(2,1*106*1,62*10-3 +1,45*105 *6,08*10-4 ) ]=48256Н.
3.Находим общее усилие, действующее вдоль оси корпуса по выражению:
Q=Т+ρgНrвн 2 EкFк/2(ЕкFк+ЕнаFна)+G + πКρgНrвн, (22)
где Т – предварительная затяжка пакета ступеней, Н;
G – масса погружного агрегата. G =20505 Н;
Hmax - максимальный напор насоса. Нmax =3500 м;
Подставив значения в формулу (22) получим:
Q=48256+1000×9,8×1300×0,042×0,1×106×1,62×103/2(0,1×106×1,62×103+1,45×105×6,08×10-4)+20505+3,14×1,4×1000×9,8×1300×0,04 = 268519Н .
4.Вычисляем осевое напряжение в опасных сечениях корпуса:
σz=Q/Fк , (23)
где Q – общее усилие, действующее вдоль корпуса насоса, Н;
Fк – площадь ослабленного сечения корпуса по наружному диаметру трубы. Fк =1,24х10-3 м2.
Подставляем значения в формулу (23):

σz=268519/1,24*10-3=220МПа.


5.5.2 Прочностной расчет винтов страховочной муфты

Расчет винтов на срез произведем по формуле:
τ≤[τ] , (24)
где τ – напряжение среза действующее на винты страховочной муфты;
[τ] – допускаемое напряжение среза, МПа.
Допускаемое напряжение среза определяется по формуле:
[τ]=0,4σт = 0,4х360=144МПа,
где σт – предел текучести материала винта, для стали 35 из которой изготовлены винты. σт=360МПа.
Напряжение среза действующее на винты определяем по формуле
τ=4S/пd*z , (25)
где S – сила среза действующая на винты;
d – внутренний диаметр резьбы. d=0,0085 м;
z –количество винтов. z=2.
Находим силу среза по выражению:
S=mхg=709*9,8 =6955,29 Н ,
где m – масса насосного агрегата/ m=709 кг;
g – ускорение свободного падения, м/с2.
Определяем напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты по формуле (25):
τ = 6955,29*4/3,14*0,00855 *2=61285468 Па=61,29 МПа.
Прочностной расчет винтов на срез является допустимой, так как 61,29<144.
Коэффициент запаса прочности винтов определяем из выражения:
n=[&#964;]/ &#964; =144/61,29=2,35 ,
где [&#964;] – допускаемое напряжение среза. [&#964;]=144 МПа,
&#964; – напряжение среза, действующее на винты страховочной муфты, МПа.
Полученный коэффициент запаса прочности является достаточным.


5.5.3 Прочностной расчет корпуса полумуфты

Расчет корпуса полумуфты будет рассчитываться на растяжение в опасном сечении. Расчет полумуфты в опасном сечении произведем по формуле:
&#963;&#8804;[&#963;] , (26)
где &#963; – сопротивление при растяжении, действующее в опасном сечении полумуфты, МПа;
[&#963;] – допустимое сопротивление при растяжении, МПа.
Допустимое сопротивление при растяжении определяется из выражения
[&#963;]=0,3&#963;т = 0.3&#215;240=72 МПа,
где &#963;т – предел текучести материала для материала сталь 30 Л, из которого отлита полумуфта. &#963;т=240 МПа.
Определяем напряжение, получаемое давлением максимальной нагрузки на площадь по формуле:
&#963;=S/F= 6955,29/5,68х10-4=12245228Па=12,25МПа ,
где S – максимальная нагрузка действующая на полумуфту, Н;
F – площадь полумуфты в опасном сечении. F=5,68х10-4 м 2.

Прочность полумуфты в опасном сечении является допустимой, так как
12,25 МПа < 72 МПа
Коэффициент запаса прочности определяем из выражения:
n= [&#963;] /&#963;, (27)
где [&#963;] – допускаемое сопротивление при растяжении;
&#963;- сопротивление при растяжении действующее в опасном сечении муфты.
Подставив значения в формулу (55), получим:
n=72/12,25=5,87
Полученный коэффициент запаса прочности является допустимым.

 5.6 Определение размера пружины
 
 Дано: Р1 = 5Н; Р2 = 5.5Н; h = 6 мм; D = 6…8 мм; &#965;0 = 5 м / с; N = 1·107,
где Р1 - сила пружины при предварительной деформации, Н;
Р2 – сила пружины при рабочей деформации, Н;
h – рабочий ход, мм;
D – наружный диаметр пружины, мм;
&#965;0 – наибольшая скорость перемещения подвижного конца пружины при нагружении или разгрузке, м/с;
N – выносливость.
 Пользуясь таблицей 1 [1, с.96], убеждаемся, что при заданной выносливости пружину следует отнести к I классу.
  Находим граничные значения силы пружины при максимальной деформации:
,
где &#948; – относительный инерционный зазор пружины сжатия. &#948; = 0,05…0,25 .
 В интервале от 5,2Н до 6,6Н имеются следующие силы Р3: 5,30; 5,60; 6,00; 6,30Н.
 Исходя из заданного диаметра и стремления обеспечить наибольшую критическую скорость, останавливаемся на витке со следующими данными (номер пружины 119) [13]: Р3 = 6,3 Н; d = 0,5 мм; D = 6,0 мм; z1 = 2.076 Н/мм; f 3= 1,676 мм,
где z1 – жесткость одного витка; f3 – наибольший прогиб одного витка.
 Учитывая, что для пружины I класса норма напряжений &#964;3 =0,3&#963;в [1], находим, что для найденного диаметра проволоки расчетное максимальное касательное напряжение при кручении:
&#964;3 =0,3&#963;в = 0,3·2100=630МПа,
где &#963;в – временное сопротивление при кручении. &#963;в = 2100МПа .
 Принадлежность к I классу проверяем путем определения соотношения наибольшей скорости перемещения подвижного конца пружины при нагружении

или разгрузке с критической скоростью:
>1,
.
 Полученная величина свидетельствует об отсутствии соударения витков в данной пружине, и, следовательно, выбранная пружина удовлетворяет заданным условиям.
 Жесткость пружины:

 Число рабочих витков пружины:
.
При полутора нерабочих витках n2 полное число витков:
n1=n +n2 =25+1,5=26,5.
Средний диаметр пружины:
D0 = D – d =6 – 0,5 = 5,5 мм.
Предварительная деформация:

 Рабочая деформация:

 Максимальная деформация:

 Высота пружины при максимальной деформации:
Н3=(n1+1-n3)d =(26.5+1-1.5)0.5 = 13мм,
где n3 – число зашлифованных витков. n3=1,5.
 Высота пружины в свободном состоянии:
Н0=Н3 + F3=13+7,6=20,6мм.
 






Размер файла: 119,5 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 1         Коментариев: 0

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

Некоторые похожие работы:

Расчетная часть-Расчет ЭЦН-Электроцентробежного насоса ЭЦНИ5А-100-1350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Расчетная часть-Расчет УЭЦН электроцентробежного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
РАСЧЕТ РАЗРАБОТАННЫХ УЗЛОВ установки электроцентробежного насоса УЭЦН клапана обратного КО-89 и компенсатора МК-54. Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Эффективность применения вентильных электроцентробежных насосов-Курсовая работа-Дипломная работа-Специальность-Разработка и эксплуатация нефтяных и газовых месторождений РЭНГМ-Нефтегазовое дело-Эксплуатация и обслуживание объектов нефтегазодобычи
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса для добычи нефти и газа УЭЦНК5 – 40 – 1250-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Расчетная часть-Расчёт электроцентробежного насоса ЭЦН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Ещё искать по базе с такими же ключевыми словами.