Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы

666

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦНМ-100-1350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176774
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 ЭЦНМ-100-1350: Выбор НКТ, ЭЦН и электродвигателя. Определение необходимого напора ЭЦН, Выбор кабеля, трансформатора, Расчёт корпуса ЭЦН на прочность, Расчёт вала ЭЦН на прочность и выносливость , Расчёт шлиц вала на смятие, Расчёт рабочего колеса, Расчёт вала на максимальные нагрузки в период запуска-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 2 ПАТЕНТНАЯ ПРОРАБОТКА

Патент признается новым, если до дачи приоритета заявки сущность этого или тождественного решения не была раскрыта в России или за рубе¬жом для неопределённого круга лиц настолько, что стало возможного его осуществление.
 Объектом изобретения могут являться: новое устройство, способ, веще¬ство, а также применение известных ранее устройств, способов, веществ по новому назначению.
 Автор изобретения может по своему выбору требовать: либо признания за ним только авторства и предоставления ему прав и льгот, предусмотрен¬ных действующим законодательством, с передачей государству исключи¬тельного права на изобретение, либо признать за ним авторство и предостав¬ление ему исключительного права на изобретение.
 В первом случае на изобретение выдаётся авторское свидетельство, во втором – патент, удостоверяющий признание предложения, авторство, при¬оритет изобретения.
 Патент выдаётся сроком на 15 лет, считая со дня подачи заявки в Госко¬митет. Патент – документ, удостоверяющий признание предложения изобретением, приоритет изобретения и исключительное право патентообла¬дания на изобретение.

Основной вопрос данного дипломного проекта патент №2382177 устройство для подачи ингибитора.
Изобретение относится к нефтяной промышленности, в частности к устройствам для подачи ингибитора солеотложений на вход электроцентробежных насосови поверхность погружных электродвигателей.
Суть изобретения : повысить эффективность процесса подачи ингибитора.
Данное устройство работает следующим образом. Добываемая жидкость поступает в верхнюю часть цилиндрического корпуса 1 через нижний ряд отверстий 3. Внутри корпуса в зоне поступления жидкости образуется вихревое течение. Поступившая жидкость выносит смесь с растворенным ингибитором через верхний ряд отверстий 3 в затрубное пространство. Такое устройство создает интенсивное вихревое течение в верхней части корпуса над ингибитором. Угол наклона отверстий подбирается в зависимости от подачи таким образом, чтобы обеспечить поступление добываемой жидкости через нижний ряд отверстий 3 , а выход - через верхний ряд отверстий 3, поэтому углы наклона отверстий, работающих на вход и выход, выполнены сходящимися внутри устройства. Размер и количество отверстий обеспечивают постоянный вынос растворенного ингибитора и предотвращают скопление раствора с высокой концентрацией ингибитора в верхней части корпуса. Внутри устройства растворение ингибитора происходит по диффузионному механизму. Характерное время выноса ингибитора в затрубное пространство главным образом зависит от скорости растворения ингибитора в жидкости внутри устройства.




Рисунок 2.1

Угол наклона отверстий выбирается в зависимости от величины подачи в скважине, чем больше подача, тем меньше угол, а между потоком жидкости, омывающей корпус устройства, и отверстиями. Для того чтобы вихревой поток охватывал все пространство в верхней части устройства, необходимо, чтобы расстояние, между верхним и нижним рядами отверстий было соизмеримо с диаметром корпуса.
Данный патент и другие патенты по модернизации ЭЦН рассмотрены в приложении 1.










3 РАСЧЕТ ОБОРУДОВАНИЯ

3.1 Выбор НКТ, ЭЦН и электродвигателя. Определение необходимого напора ЭЦН

Диаметр НКТ определяется их пропускной способностью и возможностью совместного размещения в скважине труб с муфтами, насоса и круглого кабеля. Выбирается диаметр НКТ по дебиту скважины, исходя из условия, что средняя скорость потока в трубах должна быть в пределах , причём меньшее значение берётся для малых дебитов. Исходя из этого, определяют площадь внутреннего канала НКТ.

По формуле [1, (3.1)] при Vср=1,2 м/с = 120 см/с:

где Q – дебит скважины, ; Vср – выбранная величина средней скорости.

Внутренний диаметр по формуле [1, (3.2)]:

Исходя из ближайшего внутреннего диаметра, выбирается стандартный диаметр НКТ. Если разница получается существенной, то корректируется Vср.
Ближайший больший диаметр имеют НКТ диаметром 48 мм [1, табл. 1.1].

Скорректируем выбранное значение Vср = 120 см/с:


Необходимый напор определяется из уравнения условной характеристики скважины [1, (3.3)]:
,
где hст – статический уровень жидкости в скважине, м; h – депрессия, м; hтр – потери напора на трение в трубах, м; hг – разность геодезических отметок сепаратора и устья скважины, м; hс – потери напора в сепараторе, м.

Депрессия определяется при показателе степени уравнения притока, равном единице:
,
где K – коэффициент продуктивности скважины, м³/сут•МПа; ж – плотность жидкости, кг/м³; g = 9,81 м/с².
Потери напора на трение в трубах определяются по формуле [1, (3,5)]:
,
где L – глубина спуска насоса, м [1, (3.6)]
,
где h – глубина погружения насоса под динамический уровень, м; l – расстояние от скважины до сепаратора, м;  - коэффициент гидравлического сопротивления.

Коэффициент  определяют в зависимости от числа Re и относительной гладкости труб Ks [1, (3.7) и (3.8)]:
,
где  - кинематическая вязкость жидкости, м²/с;
,
где  - шероховатость стенок труб, принимаемая для незагрязнённых отложениями солей и парафина труб равной 0,1 мм.
Вычисляем по числу Рейнольдса [1, (3.9) (3.10)]:
если   ,
если   .
Потери напора на преодоление давления в сепараторе [1, (3.11)]:
,
где Pс – избыточное давление в сепараторе.

Подставляя полученные значения в [1, (3.3)] найдём величину необходимого напора:
.
Для получения дебита Q = 110 м³/сут и напора Hс = 981,8 м по [1, табл. 3.1] выбираем ЭЦНИ5А-100-1350 с числом ступеней 248.
Из полученной характеристики найдём, что при дебите 110 м³/сут напор ЭЦН на воде составит 1290 м.





Рисунок 3.1





Так как вязкость жидкости не превышает 3 сантипуаз, то пересчёт по вязкости жидкости не требуется.
Для совмещения характеристик насоса и скважины определим по формуле [1, (3.12а)] число ступеней, которое нужно снять с насоса:
,
где z – число ступеней насоса.
Следовательно, насос должен иметь 189 ступени, вместо снятых устанавливаются проставки. Напор одной ступени составит 5,21 м.
При установке штуцера на выкиде из скважины мы совмещаем напоры ЭЦН и скважины, но уменьшаем подачу ЭЦН, одновременно уменьшая его КПД.
Полезная мощность электродвигателя [1, (3.13)]:
,
где н – КПД насоса по его рабочей характеристике.
Учитывая, что КПД передачи от двигателя до насоса (через протектор) составляет 0,92 – 0,95 (подшипники скольжения), определим необходимую мощность двигателя [1, (3.14)]:
.
Ближайший больший по мощности типоразмер электродвигателя выбираем по [1, табл. 3.3 и 3.4] с учётом диаметра эксплуатационной колонны. Это ПЭД45-117 с КПД 0,81, напряжение 1400 В, сила тока 27,3 А, cos = 0,84, температура окружающей среды до 50°C.
Этому двигателю соответствует гидрозащита П92, ПК92 и П92Д.

3.2 Выбор кабеля, трансформатора

Сечение жилы кабеля выбирают по номинальному току электродвигателя, исходя из плотности i рабочего тока в этом кабеле [1, (3.22)]:
,
где i – допустимая плотность тока, А/мм²; I – номинальный ток электродвигателя.

При выборе кабеля [1, табл. 3.5] следует учитывать температуру и давление окружающей среды, допустимое напряжение.

Если в добываемой жидкости имеется растворённый газ, предпочтение следует отдать кабелю с полиэтиленовой и эластопластовой изоляцией, так как она не поглощает растворённый в нефти газ и не повреждается им при подъёме на поверхность. При наличии в скважине коррозионно-активных агентов предпочтение отдают кабелю с фторопластовой изоляцией.

Учитывая, что в жидкости имеется растворённый газ, выберем кабель с полиэтиленовой изоляцией КПБК 3x6мм и КПБП 3x6мм с рабочим напряжением 2500 В, допустимым давлением до 25 МПа, температурой до 90°C и размером 10,2 x 27,5 мм.

Потери мощности в кабеле определяются по формуле [2, (27)]:
,
где I – рабочий ток в электродвигателе, А; Lк – длина кабеля, м; R – сопротивление кабеля, Ом/м [1, (3.24)],
,
где = 0,0175Ом•мм/м – удельное сопротивление меди при t = 20°C; = 0,004 – температурный коэффициент для меди; tз – температура на забое у приёма насоса; S – площадь поперечного сечения жилы кабеля.

Общая длина кабеля должна быть равна глубине спуска насоса плюс расстояние от скважины до станции управления и небольшой запас на ремонт кабеля [1, (3.25)]:
.

Выбирать трансформатор (автотрансформатор) следует на соответствие двух параметров: мощности и напряжения.
Мощность трансформатора должна быть[1, (3.26)]:
,
где Pэд, эд – полезная мощность и КПД электродвигателя соответственно; Pк – потери мощности в кабеле.

Для определения величины напряжения во вторичной обмотке трансформатора найдём величину падения напряжения в кабеле [1, (3.27)]:

,
где Rк =R •10 ³ - активное удельное сопротивление 1км кабеля, Ом/км; Xо – индуктивное удельное сопротивление кабеля (0,1 Ом/км); cos - коэффициент мощности электродвигателя; sin - коэффициент реактивной мощности.

Напряжение на вторичной обмотке трансформатора должно быть равно сумме рабочего напряжения электродвигателя и величине потерь напряжения в кабеле:
.
Этому условию удовлетворяет трансформаторная подстанция ТМПН-100/10-82 УХЛ1 [3, табл. 4.9] с пределами регулирования во вторичной обмотке 1602-846В.

Габаритный диаметр насосного агрегата определяют в двух сечениях с учётом того, что электродвигатель, насос и первые от насоса трубы представляют жесткую систему, и их размещение в скважине должно рассматриваться совместно [2].

В первом сечении учитываются диаметры электродвигателя, насоса и плоский кабель [1, (3.29)]:
,
где Dэд, Dн – наружные диаметры электродвигателя и насоса соответственно; hк – толщина плоского кабеля; Sx – толщина хомута, крепящего кабель к насосу.

Во втором сечении учитывается размер муфты НКТ и круглый кабель [1, (3.30)]:
.

Должно быть, чтобы величина , в противном случае первые над насосом 100-150 м НКТ устанавливают на типоразмер меньше или устанавливают на этой длине плоский кабель.

Величина диаметрального зазора между эксплуатационной колонной и Dmax должна быть не менее 5-10 мм для эксплуатационных колонн диаметром до 219 мм в неосложнённых условиях для вертикальной скважины.

Внутренний диаметр 146 мм эксплуатационной колонны равен 130 мм, следовательно, минимальный зазор составит 130 - 121,2 = 8,8 мм, что допустимо.

Скорость движения охлаждающей жидкости в расположении электродвигателя определим по формуле [1, (3.31)]:

где Dвн – внутренний диаметр эксплуатационной колонны; Q – дебит скважины, м³/сут.

Полученная скорость превышает необходимую скорость охлаждения (0,27м/с) по характеристике электродвигателя ПЭД 45-117.
Важным энергетическим показателем работы УЭЦН является расход электроэнергии на 1т добываемой жидкости, кВт•час/т, определяемый по формуле [2]:
,
где H – высота подъёма жидкости из скважины, м; - общий КПД установки.

По техническим данным оборудования определяется тр – КПД труб; н – КПД насоса; эд – КПД электродвигателя; авт – КПД автотрансформатора или трансформатора; КПД кабеля к можно определить исходя из потерь мощности в кабеле [1, (3.33)]:
,
где Pэд – номинальная мощность электродвигателя; Pк – потери мощности в кабеле.

Тогда, .

3.3 Расчёт корпуса ЭЦН на прочность

Наибольшие нагрузки действуют на корпус насоса в то время, когда насос работает в режиме закрытой задвижки.

На корпус действуют осевые усилия от давления Pн, развиваемого насосом; усилие предварительной затяжки ступеней Pпз, действующее в момент работы насоса в режиме закрытой задвижки, и вес оборудования, расположенного под насосом (насос, электродвигатель с гидрозащитой).

В высоконапорных насосах наиболее нагруженным является корпус верхней секции. Корпус рассчитывают по сечению проточки для вывода верхней внутренней резьбы под ниппель, так как оно является наиболее слабым.
Осевое усилие от действия столба жидкости, создаваемого насосом в режиме закрытой задвижки [1, (4.1)]:
,
где Dпр – диаметр проточки у выхода резьбы; H\'н – напор, создаваемый насосом в режиме закрытой задвижки (определяется по характеристике насоса (рис. 2.1.)); ж – плотность добываемой жидкости.

Усилие предварительной затяжки ступеней Pпз рассчитывают из условия нераскрытия стыка ниппеля и чашки верхней ступени при приложении усилия от действия гидравлической нагрузки Pн. В этом случае величина относительных деформаций корпуса насоса в месте проточки должна быть равна относительной деформации направляющих аппаратов:
.
Отсюда усилие предварительной затяжки [1, (4.2)]:
,
где Eк, Eна – модули упругости материалов корпуса насоса и направляющего аппарата соответственно; для корпуса насоса (ст. 35) Eк = 204•10³ МПа; для направляющего аппарата (специальный легированный чугун) Eна = 145•10³ МПа.

Усилие предварительной затяжки целесообразно увеличить на коэффициент запаса плотности стыка = 1,2, учитывающий возможные отклонения модуля упругости направляющего аппарата из чугуна.

Площади поперечного сечения корпуса в месте проточки и чашки направляющего аппарата определяются по формулам [1, (4.3)]:
,
,
где Dн – наружный диаметр корпуса; d – наружный диаметр корпуса чашки направляющего аппарата; dвк – внутренний диаметр направляющего аппарата.

Внутренний диаметр направляющего аппарата при проектном расчёте определяется из соотношения , где [5].

Вес оборудования сложится из веса насоса, электродвигателя, гидрозащиты и кабеля на длине насоса и протектора:
.

Осевое напряжение от суммарного действия трёх сил в сечении проточки [1, (4.4)]:
.
Тангенциальное напряжение в теле корпуса, находящегося под давлением [1, (4.5)]:
,
где S – толщина стенки в проточке корпуса.

Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса, находящегося под внутренним давлением жидкости, вычисляется по теории наибольшей потенциальной энергии формоизменения [6]:
.

Эквивалентное напряжение должно быть меньше предела текучести материала корпуса насоса:
, где n = 1,5.

Далее следует проверить правильность выбора внутреннего диаметра направляющего аппарата dвк из условия [5]:
,
где с – напряжения сжатия в станке чашки направляющего аппарата от усилия предварительной затяжки ступеней; [с] – допускаемое напряжение сжатия,
.
Здесь в =180 МПа – предел прочности при растяжении специального легированного чугуна; n – коэффициент запаса (1,5).

3.4 Расчёт вала ЭЦН на прочность и выносливость

При нормальной работе вал насоса подвергается, в основном, воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается несоосным расположением валов насоса и протектора и возможной неточностью изготовления шлицевого соединения.
Предварительно определяют размеры вала по внутреннему диаметру шлицев [6] без учёта влияния концентрации напряжений и изгиба вала [1, (4.10) и (4.9)]:
,
где Nmax – приводная мощность двигателя, кВт; n – частота оборотов вала электродвигателя, об/мин.
.
Напряжение на кручение определяют по пределу текучести материала т в том случае, если нет данных по т для данного материала. Как правило, принимают, что касательное напряжение текучести равно половине т, если нет более точных данных.
По [1, табл. 4.1], где даны механические характеристики заготовок для валов, выбираем соответствующую сталь для вала. Принимаем сталь 40ХН с т = 750 МПа, -1 = 420 МПа.
Допустимое касательное напряжение при кручении принимают с коэффициентом запаса  = 1,4 – 1,6:
.
По диаметру dвн подбирается размер шлицевого соединения так, чтобы внутренний диаметр шлицев был равен или больше dвн.
По ГОСТ 1139-80 [1, табл. 4.2] можно выбрать стандартное шлицевое соединение, однако, иногда приходится разрабатывать такое соединение самостоятельно [1, табл. 4.3], так как стандартные часто не соответствуют расчётному.
Выбираем шлицевое соединение 6x18x22.
В погружных центробежных насосах нижний конец вала, если его рассматривать как балку, работающую на изгиб, размещён в длинном сальнике и опирается на два крайних радиально-упорных подшипника. Вал в этой части несёт радиальную нагрузку, приложенную к середине длины сочленения шлицев вала и муфты.
Некомпенсированная зазорами несоосность создаёт радиальную нагрузку, действующую на шлицевой конец вала насоса. В этом случае радиальная нагрузка P, будет равна [6]:
,
где E – модуль упругости материала вала, Н/см²; y – стрела прогиба шлицевого конца вала, см: принимается 0,0002 – 0,0003 от расстояния между опорами [7] или 0,02 – 0,03 мм [6]; l1 – расстояние между центрами крайних подшипников, определяется по чертежу, см; c – расстояние между нижним подшипником и серединой сочленения муфты и вала, см; I – осевой момент инерции вала, определяемый по месту проточки под стопорное кольцо, . [1, (4.13)]:

Здесь a – ширина шлица, см; D – наружный диаметр шлицев, см (внутренний диаметр проточки); z – число шлицев.
Вторая радиальная нагрузка, действующая на нижний конец вала насоса, возникает вследствие неточности изготовления шлицев.
При расчётах обычно принимается, что число шлицев включённых в работу, равно 0,7 – 0,8 от общего их числа.
Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2Pокр,
где  ,
dср – средний диаметр шлицев;
[1, (4.14)].
Наиболее нагруженным является шлицевой конец вала в месте проточки под стопорное кольцо.
Изгибающий момент в этом сечении [6]:
,
где b – расстояние от точки приложения силы P и проточкой под стопорное кольцо;
.
Напряжение изгиба в опасном сечении равно [1, (4.17), (4.18)]:
,
где Wx – осевой момент сопротивления шлицевого вала [7] в месте проточки под стопорное кольцо:


;
.

Напряжения кручения [1, (4.20)]:
,
где Wp = 2Wx = 2 • 0,559 = 1,118см³ – полярный момент сопротивления шлицевого вала в месте проточки под кольцо.
Так как валы, в основном, работают в условиях изгиба и кручения, а напряжения от продольных усилий не велики, то эквивалентное напряжение определяется по 4-ой теории прочности [7]:
,
где изг – максимальное изгибающее напряжение по формуле [1, (4.17)].
Запас прочности по пределу текучести должен быть не менее 1,3…1,4:
.

Величины средних напряжений изгиба в цикле и их амплитуд зависят от характера цикла.
В общем случае и при асимметричном цикле они равны [1, (4.23)]:
;
.
Коэффициенты запаса прочности:
- при изгибе [1, (4.24)]
;

- при кручении [1, (4.25)]
.
Полагая, что вал крутится равномерно, без рывков, a = 0 [1, (4.25’)]:
,
где  и  - пределы выносливости материала при изгибе и кручении соответственно, если  неизвестно, то принимаем
;
&#61546;&#61555; и &#61546;&#61556; - коэффициенты, характеризующие чувствительность металла к асимметрии цикла; их значения принимают &#61546;&#61555; = 0,1 – 0,2 – для углеродистых сталей при &#61555;в<500 МПа; &#61546;&#61555; = 0,2 – 0,3 – для легированных сталей, углеродистых сталей при &#61555;в>500 МПа, титановых и легких сплавов [7];
;
,
где k&#61555; - коэффициент концентрации напряжений [7, табл. 6, стр. 137]; &#61541;&#61555; - коэффициент, учитывающий масштабный фактор [7, табл. 9, стр. 138]; &#61538;&#61555; - коэффициент, учитывающий влияние состояния поверхности [7, табл. 10, стр. 139].
Если амплитуды и средние напряжения возрастают при нагружении пропорционально, то общий запас прочности определяют из соотношения [1, (4.29)]:
.

3.5 Расчёт шлиц вала на смятие

Расчёт шлицев на смятие производится в соответствии с методикой [8].
Напряжение смятия определяют по формуле [1, (4.31)]:
,
где Tк = Tmax/2 – расчётный крутящий момент, равный Mкр.max при работе насоса в нормальном режиме; L – длина сопряжения шлицев с муфтой; SF – статический момент [1, табл. 4.2].
Допустимое напряжение смятия определяется [8] по формуле:
,
где &#61544; = 1,25 – 1,4 – коэффициент запаса; 1,25 – для незакалённых рабочих поверхностей; - коэффициент концентрации нагрузки; kD – коэффициент динамичности нагрузки,
,
где kп – коэффициент чистоты поверхности, принимаем равным 1,1 – 1,6; kз – коэффициент закалки; принимаем 3,0 – 1,6 при отношении L/D = 2 kпр – коэффициент приработки: kпр = 3,0 – до приработки; kпр = 1,6 – после приработки.
При отношении L/D = 2,5; kпр = 3,8 – 1,9.
При L/D = 3,0; kпр = 4,5 – 2,1.
В результате расчёта получаем, что
.

3.6 Расчёт рабочего колеса

Исходя из внутреннего диаметра обсадной колонны, толщины кабеля, располагающегося в скважине вдоль корпуса насоса, размеров головки электродвигателя, соображений унификации узлов и т.п. может быть определён наружный диаметр корпуса насоса. Расчётом корпуса насоса на прочность определяется необходимая толщина стенки, а следовательно и его внутренний диаметр Dв.к. = 90 мм. Тем самым определяется и наружный диаметр корпуса ступени. Внутренний диаметр корпуса ступени находят по уравнению [3, (35)]:
,
где &#61540;к – толщина стенки корпуса ступени, определяемая расчётом на прочность.
Как только установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчёту проточной части рабочего колеса и других размеров.
Определяем наибольший внешний диаметр рабочего колеса D2max по [3, (36)]:
,
где s – радиальный зазор между внутренней стенкой корпуса ступени Dвн.ст и наибольшим диаметром рабочего колеса D2max.
Определяем приведённую подачу рассчитываемой ступени [3, (26)]:

где Q – дебит скважины, м&#179;/сут; n – частота вращения вала электродвигателя, об/мин.
Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо. Для этого пользуясь [3, рис. 73, д] находим коэффициент Kdвт, соответствующий полученному значению Qприв, и вычисляем диаметр втулки по формуле [3, (37)]:
.
После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса. При этом должно быть соблюдено условие [3, (38)]:
,
где dвт – диаметр втулки; dв – диаметр вала насоса; &#61540;вт – толщина стенки втулки.
Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей. Пользуясь [3, рис. 73, а] находим коэффициент KD1max, соответствующий полученному значению Qприв, вычисляем диаметр по формуле [3, (39)]:
.
Определяем диаметр входа в рабочее колесо. Для этого, пользуясь [3, рис. 73, г] находим коэффициент KD0, соответствующий полученному значению Qприв, и вычисляем диаметр по формуле [3, (40)]:
.
Определяем наименьший диаметр выходных кромок лопастей. Для этого, пользуясь [3, рис. 73, в] находим приведённую площадь F’прив безлопаточного кольца между стенкой корпуса ступени Dвн.ст и ободом верхнего диска рабочего колеса D2min. Затем вычисляем D2min по формуле [3, (27’)]:

Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min. Для этого, пользуясь [3, рис. 73, б] определяем коэффициент KD1min. Затем вычисляем D1min по формуле [3, (41)]:
.
Определяем высоту канала b2 на выходе из рабочего колеса, для чего по кривой [3, рис. 73, е] вычисляем коэффициент Kb2, а затем используем формулу [3, (42)]:
.
Определяем высоту канала b2 на входе в рабочее колесо, для чего по кривой [3, рис. 73, ж] вычисляем коэффициент Kb1, а затем по формуле [3, (43)]:
.
По [3, рис. 5] для полученного значения Qприв находим коэффициент быстроходности ступени, необходимый для расчётов в процессе построения: ns = 110.
По кривым [3, рис. 74, а и б] определяем конструктивные углы лопасти &#61538;2 и &#61538;1ср.

Для построения лопасти рабочего колеса необходимо определить два значения угла &#61538;1: угол &#61538;1max, соответствующий наименьшему диаметру D1min входной кромки лопасти, и угол &#61538;1min, соответствующий наибольшему диаметру D1max входной кромки лопасти.
Углы &#61538;1max и &#61538;1min определяют по среднему углу &#61538;1ср с помощью уравнений [3, (34)] и [3, (44)]:

Решив эту систему уравнений, получаем:


3.7 Расчёт вала на максимальные нагрузки в период запуска

Пуск центробежного электронасоса подчиняется основным законам динамики и описывается дифференциальным уравнением движения [9]:
,
где MD – момент на валу двигателя в зависимости от частоты вращения вала; Mс – момент сопротивления насоса в зависимости от частоты вращения вала; ID – момент инерции ротора двигателя; Iн – момент инерции ротора насоса; n – частота вращения вала; t – время запуска.
При запуске агрегата возможны два характерных случая. При отсутствии жидкости в НКТ (трубы не залиты или отсутствует обратный клапан) напор насоса определяется высотой подъёма жидкости по трубам в момент запуска и потерями на трение. В связи с тем, что период пуска сравнительно мал, это случай можно рассматривать как запуск насоса при открытой задвижке.
При наличии жидкости в НКТ (обратный клапан) масса жидкости настолько велика, что время, необходимое для сообщения жидкости ускорения, значительно больше времени, необходимого для того, чтобы пущенный в ход электродвигатель набрал нормальное число оборотов. Этот случай можно рассматривать как запуск насоса при закрытой задвижке.
Из предыдущего уравнения следует, что избыточный момент затрачивается на ускорение ротора двигателя и ротора насоса. Следовательно, на ускорение собственно ротора насоса расходуется лишь доля избыточного момента, определяемого соотношением моментов инерции, т.е.
[1, (4.33)],
где MD.max – максимальный момент электродвигателя (берётся по моментной характеристике электродвигателя, комплектующего насос), Н •м [1, табл. 4.4]; Mс – момент сопротивления насоса при частоте вращения вала, соответствующей максимальному моменту электродвигателя, Н •м.
Из формулы [1, (4.33)] видно, что на вал насоса в процессе пуска действует момент [1, (4.34)]:
.
Формула [1, (4.34)] справедлива для всех точек механической характеристики двигателя и момента сопротивления насоса.
Момент сопротивления насоса складывается из момента сопротивления рабочих колёс и моментов механического трения в сальнике, радиальных подшипниках и пятах.
Эксперименты показали, что абсолютная величина изменения моментов трения в сальнике и радиальных подшипниках очень мала по отношению к величине изменения моментов сопротивления рабочих колёс. Поэтому для практических расчётов моментов сопротивления насосов при их запуске можно не учитывать характер изменения моментов в сальнике и радиальных подшипниках и с достаточной точностью можно считать их постоянными. В соответствии с принятым допущением момент сопротивления насоса при запуске можно определить по рабочей характеристике насоса по закону квадратичной параболы со смещённой вершиной. Момент сопротивления насоса будет равен [1, (4.35)]:
,
где Mн – момент, потребляемый насосом при установившейся частоте вращения, соответствующей максимальной мощности насоса, Н•м; Mт – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в насосе, Н•м; nм – частота вращения, соответствующая максимальному моменту электродвигателя (берётся по моментной характеристике электродвигателя, комплектующего насос), ; n – частота вращения вала при максимальной мощности насоса, .
В расчётах с достаточной степенью точности можно принять , .
При определении момента, затрачиваемого на преодоление сил трения в насосе, можно пренебречь влиянием моментов сил трения в сальнике и радиальных подшипниках ввиду их малости, как указывалось выше.
Тогда [1, (4.36)]:
,
где Mтк – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в ступицах и шайбах рабочих колёс, Н•м; Mтп – момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в пяте насоса, Н•м.
Величина Mтк определялась экспериментальным путём для 100 ступеней насосов различных групп. Для Z ступеней [1, (4.37)]:
,
где Mтк.100 – определяется по эмпирическим формулам [10]:
для насосов группы 5А
,
где Q – подача насоса на оптимальном режиме, м&#179;/сут.
При наличии в рабочих колёсах резиновых шайб (вместо текстолитовых) величину момента Mтк100 следует увеличить на 2 – 4 Н•м. Меньшее значение принимается для резиновых шайб меньших размеров.
Момент, затрачиваемый на преодоление сил трения в пяте, зависит от осевой нагрузки, действующей на вал насоса, размеров пяты и материалов, из которых изготовлена пята.
Величина трения в пяте определяется по формуле [9]:
,
где Gк = mрк •g = 0,6 •9,81 = 5,89Н – сила тяжести рабочего колеса, Н; Gвт – сила тяжести втулки, Н; Gв – сила тяжести вала на высоте 1 ступени, Н:

где Dвт – наружный диаметр защитной втулки, м; Lвт – длина втулки, м; &#61554;вт – плотность материала защитной втулки, кг/м &#179;; Z – количество ступеней.

где dв – диаметр вала, м; hст – монтажная высота ступени, м; &#61554;в – плотность материала вала, кг/м&#179;; R – приведённый радиус трения пяты, м [1, (4.42)]:
,
где Rн – наружный радиус пяты, м; Rв – внутренний радиус пяты, м; f – коэффициент трения в пяте при скорости, равной нулю, рекомендуется f = 0,1.
.
Для расчёта крутящего момента, действующего на вал насоса при пуске, необходимо определить моменты инерции роторов насоса и двигателя.
Момент инерции ротора насоса зависит от размеров и конструкции рабочих колёс и размеров вала:
для рабочих колёс с отрезными ступицами (защитными втулками) [1, (4.45)]:
,
где Iрк – момент инерции рабочих колёс насоса [1, (4.46)].
,
где mк – масса рабочего колеса, кг; Dк – наружный диаметр рабочего колеса, м; Iв – суммарный момент инерции валов насоса [1, (4.47)]:

где dв – диаметр вала, м; hст – монтажная высота ступени, м; &#61554;в – плотность материала вала, кг/м&#179;; Z – число ступеней.
Iвт – суммарный момент инерции отрезных ступиц (защитных втулок) [1, (4.49)]:

.
Момент инерции ротора электродвигателя определяется по формуле [1, (4.50)]:
,
где mр – масса ротора электродвигателя, кг; Dр – наружный диаметр роторного пакета, м [1, табл. 4.4].
[1, (4.36)]:  .
[1, (4.35)]:  .
   MD.max = 540 Н•м [1, табл. 4.4].
Момент, действующий на вал насоса при пуске [1, (4.34)]:
.
Определяем напряжение в шлицевой части вала нижней секции:
,
где Wp = 1,118 см&#179; (из п. 3.4).

Коэффициент запаса прочности при пусковом режиме
,
где [&#61556;] – допускаемое напряжение на кручение (вал для насоса коррозионно-стойкого исполнения К-монель [&#61556;] = 655МПа).
При установившемся режиме
.
Коэффициент запаса прочности
.


Размер файла: 307 Кбайт
Фаил: Упакованные файлы (.rar)

   Скачать

   Добавить в корзину


        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.

Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! 

От 350 руб. за реферат, низкие цены. Просто заполни форму и всё.

Спеши, предложение ограничено !



Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Страницу Назад

  Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦНМ-100-1350-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт:
Войти

Забыли ваш пароль?

Вы еще не зарегистрированы?

Создать новый Аккаунт


Способы оплаты:
UnionPay СБР Ю-Money qiwi Payeer Крипто-валюты Крипто-валюты


И еще более 50 способов оплаты...
Гарантии возврата денег

Как скачать и покупать?

Как скачивать и покупать в картинках


Сайт помощи студентам, без посредников!