Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН А5-125-850-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 176776Дата 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 Сдано в учебном заведении: ******* Не известно Описание: Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН А5-125-850: Подбор погружного центробежного насоса, Подбор привода насоса, Расчет ступени ЭЦН, Расчет рабочего колеса, Расчет направляющего аппарата, Проверочный расчет шпоночного соединения, Проверочный расчет шлицевого соединения, Расчет вала ЭЦН-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 2 СПЕЦИАЛЬНЫЙ РАЗДЕЛ 2.1 Разработка конструкции погружного центробежного насоса 2.1.1 Исходные данные Конструкция скважины: Глубина скважины 1250м Давление насыщения, МПа 18,1 Плотность смеси, кг/м3 850 Обводнённость продукции пласта 0,21 Газовый фактор, м3/м3 19 Объёмный коэффициент нефти 1,15 Текущее объёмное газосодержание 0,1 Эффективная вязкость смеси, м2/с*10-5 3,7 Буферное давление, МПа 1,0 Планируемый дебит, м3/сут. 150 Так как откачиваемая пластовая жидкость является агрессивной средой, то мною предлагается модернизация ступени центробежного насоса по патенту № 2018716. Суть модернизации заключается в замене чугунных рабочих колес, на керамические с защитной втулкой рисунок 2.1 Рисунок 2.1 Керамическое рабочие колесо с промежуточной втулкой 2.2 Подбор погружного центробежного насоса Определяется давление на приеме насоса, при котором газосодержащие на входе в насос не превышает предельно-допустимое для данного региона и данного типа насоса (например — Г = 0,15): (при показателе степени в зависимости разгазирования пластовой жидкости т = 1,0), где: Рнас — давление насыщения МПа. Рпр = (1-0,1)·18,1=16,29 МПа=16,29·106 Па Определяется объемный коэффициент жидкости при давлении на входе в насос: где: В - объемный коэффициент нефти при давлении насыщения; b - объемная обводненность продукции; Рпр — давление на входе в насос, МПа; Рнас - давление насыщения, МПа. Вычисляется дебит жидкости на входе в насос: Qпр = 140·1,11=155,4 м3/сут=0,002 м3/с Определяется объемное количество свободного газа на входе в насос: где: G — газовый фактор м3/м3. G = 19·[1-(16,29/18,1)]=1,9 м3/м3 Определяется газосодержащие на входе в насос: βвх = 1/[((1+16,29/18,1)·1,11)/1,9+1]=0,5 Вычисляется расход газа на входе в насос: Qг.пр.с =155,4·0,5/(1-0,5)=155,4 м3/с Вычисляется приведенная скорость газа в сечении обсадной колонны на входе в насос: где: fскв — площадь сечения скважины на приеме насоса, м2. fскв = π·d2/4, где: d — диаметр обсадной колонны, м. fскв = 3,14·0,1302/4=0,013 м2=0,01м2 С = 155,4/0,01=15540 м/сут=0,18 м/с Определяется истинное газосодержащие на входе в насос: где: Сп — скорость всплытия газовых пузырьков, зависящая от обводненности продукции скважины (Сп=0,02 см/с при b<0,5 или Сп = 0,16 см/с при b>0,5). φ = 0,5/[1+(0,002/0,18)·0,5]=0,5 Определяется работа газа на участке «забой — прием насоса»: Рrt = 18,1[[1/(1-0,4·0,5)]-1]=4,5 МПа Определяется работа газа на участке «нагнетание насоса — устье скважины»: Величины с индексом «буф» относятся к сечению устья скважины и являются «буферными» давлением, газосодержанием и т.д. Gбуф = 19·[1-(1,0/18,1)]=18 м3/м3 βбуф = 1/[((1+1,0/18,1)·1,03)/18+1]=0,94 Qбуф = 140·1,03=144,2 м3/сут Qг.буф.с =144,2·0,94/(1-0,94)=2259,1 м3/с С = 2259,1/0,01=225913 м/сут=2,6 м/с φбуф = 0,94/[1+(0,002/0,18)·0,94]=0,9 Рг2 = 18,1[[1/(1-0,4·0,9)]-1]=10,2 МПа Определяется потребное давление насоса: где: Ндин — глубина расположения динамического уровня, м; Р6уф — буферное давление, МПа; Рг1 — давление работы газа на участке «забой — прием насоса», МПа; Рг2 — давление работы газа на участке «нагнетание насоса — устье скважины», МПа. Р=850·9,81·800+1,0·106-4,5·106-10,2·106=7,03 МПа=7,03·106 Па По величине подачи насоса на входе, потребному давлению (напору насоса) и внутреннему диаметру обсадной колонны выбирается типоразмер погружного центробежного насоса. Приложение 4[9]. Р = ρсмgН → Н = Р/ρсм g = 7,03·106/850·9,81=843 м Выбираем насос ЭЦН А5-125-850 - двух секционный длина каждой секции 3 метра количество ступеней в секции 188 штук. Потребная мощность- 20,30кВт; КПД-58,5%; Общая длина насоса- 6760м; Масса насоса 224кг; 2.3 Подбор привода насоса Определяются величины, характеризующие работу насоса в оптимальном режиме (подача, напор, КПД, мощность) и в режиме подачи, равной «О» (напор, мощность). Приложение 5 [9] . Qов=125 м3/сут=0,0015 м3/с, Нов=850 м, ηов=0,58, Nов=20,30 кВт. Определяется коэффициент изменения подачи насоса при работе на нефтеводогазовой смеси относительно водяной характеристики: где: ν — эффективная вязкость смеси, м2/с*10-5; QoB — оптимальная подача насоса на воде (рис.5.21), м3/с. КQν =1-4,95·0,0000370,85·0,0015-0,57=0,92 Вычисляется коэффициент изменения КПД насоса из-за влияния вязкости: Кην = 1-1,95·0,0000370,4/0,00150,28=0,8 Вычисляется коэффициент сепарации газа на входе в насос: где: fскв — площадь кольца, образованного внутренней стенкой обсадной колонны и корпусом насоса, м2. fскв.к = fскв +fн, где: fн — площадь сечения насоса, м2. fн =π·d2н/4, где: d2н — диаметр насоса, [5], м. fн = 3,14·0,1252/4=0,012 м2 fскв.к =0,013-0,012=0,001 м2 Кс = 1/[1+(6,02·0,0015/0,001)]=0,08 Определяется относительная подача жидкости на входе в насос: где: QoB — подача в оптимальном режиме по «водяной» характеристики насоса м3/с. q = 0,002/0,002=1 Определяется относительная подача на входе в насос в соответствующей точке водяной характеристики насоса: qпр = 0,002/0,0015·0,92=0,97 Вычисляется газосодержащие на приеме насоса с учетом газосепарации: . βпр =0,5·(1-0,08)=0,46 Определяется коэффициент изменения напора насоса из-за влияния вязкости: KHv= l-(l,07ν0,6qnp/QoB0,57). KHv = 1-(1,07·0,0000370,6·0,97/0,00150,57)=0,92 Для определения изменения напора и других показателей работы центробежных погружных насосов при вязкости жидкости, значительно отличающейся от вязкости воды и вязкости девонской нефти в пластовых условиях (более 0,03—0,05 см2/с), и незначительном содержании газа на приеме первой ступени насоса для учета влияния вязкости можно воспользоваться номограммой П.Д. Ляпкова. Для наших значений эта диаграмма нам не понадобиться Определяется коэффициент изменения напора насоса с учетом влияния газа: где: А = 1/[15,4-19,2·0,97+(6,8·0,97)2]=0,02 К = [(1-0,5)/(0,85-0,31·0,97)0,02]=0,5 Определяется напор насоса на воде при оптимальном режиме: Н = 7,03·106/850·9,8·0,5·0,92=913 м Вычисляется необходимое число ступеней насоса: Z = H/hcт, где: hст — напор одной ступени выбранного насоса. hст =Hтабл/100, где: Hтабл — напор, приложение 4[9], м. hст =870/100=8,7 м Z =850/8,7=175 Число Z округляется до большего целочисленного значения и сравнивается со стандартным числом ступеней выбранного типоразмера насоса. Если расчетное число ступеней оказывается меньше, чем указанное в технической характеристике, но их разность составляет не более 5 %, выбранный типоразмер насоса оставляется для дальнейшего расчета. Если стандартное число ступеней превышает расчетное на 10 %, то необходимо решение о разборке насоса и изъятии лишних ступеней. Другим вариантом может быть решение о применении дросселя в устьевом оборудовании. Полученное число Z удовлетворяет выше перечисленным условиям, значит его можно оставить для дальнейшего расчёта. Определяется КПД насоса с учетом влияния вязкости, свободного газа и режима работы: где: ηоВ — максимальный КПД насоса на водяной характеристики (рис 5). η = 0,8·0,08·0,58=0,037 Мощность насоса : N =20,30кВт Определяется мощность погружного двигателя: где: ηПЭД — КПД погружного электродвигателя, приложение 15 [9]. NПЭД = 20,30/0,9 =22,5 кВт Принимаем асинхронный погружной двигатель серии ПЭД 28117; Мощность двигателя-28кВт; Рабочее напряжение-900В; Рабочий ток-26А; КПД-0,9; СОSg- 0,84; Скольжение 5,0%; Минимальная скорость охлаждения жидкости 0,08м/с; 2.4 Разработка основных положений технического задания 1 .Наименование и область применения 1.1 Наименование изделия и его шифр. Погружной центробежный насос ЭЦН А5М-125-850. 1.2 Назначение и область применения. Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 предназначен для подъема пластовой жидкости. 1.3. Возможность использования изделия для поставки на экспорт. Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 может поставляться на экспорт самостоятельно при наличии патентной чис¬тоты по стране поставок. 2. Основание для разработки. 2.1. Организация, утвердившая документ. Кафедра НГМиО в лице заведующего кафедрой Сысоева Н.И 2.2. Тема, этап отраслевого и тематического плана в рамках которого будет выполняться данная работа. Дипломный проект. 3.Цель и назначение разработки. 3.1. Заменяемое старое изделие или создание нового. Разработка Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850. 3.2.Ориентировочная потребность по годам с начала серийного производства – 1 шт. для кафедры НГМиО ЮРГТУ, дальнейший выпуск по заказам предприятий. 3.3. Источники финансирования кафедра "Нефтегазопромысловые и горные машины и оборудование", Южно-Российского государственного технического университета (Новочеркасского политехнического института). 3.4. Количество и сроки изготовления – 1 шт. для кафедры НГМиО ЮРГТУ, в дальнейшем оговариваются с заказчиком. 3.5. Предполагаемые исполнители Предполагаемые исполнители – студент кафедры НГМиО Толстобров А.С., 4.Источники разработки. 4.1. Протоколы лабораторных и производственных испытаний 4.2. Перечень других источников. Ивановский В.Н. Дарищев В.И. Сабиров А.А. Каштанов В.С. Пекин С.С. "Скважинные насосные установки для добычи нефти" Москва 2002г. 5.1 Стандарты и нормативно-техническая документация. Технические условия на балансирные центробежный насос ЭЦН А5М-125-850, технические условия на насосы ТУ 12.44.778-80, ТУ 12.44.778-80. 5.2 Состав изделия, требования к устройству. Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 содержит вал, рабочие колеса, направляющий аппарат, промежуточная втулка, корпус и основания. 5.3. Требования к показателям назначения, надежности и ремонтопри¬- годности. Основные технические параметры центробежный насос ЭЦН А5М-125-850, определяющие ее целевое использование и применение изложены в п. 1.2. и 5.2. настоящего ТЗ. 5.4. Требования к унификации. При разработке конструкции центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 необходимо стремиться к максималь¬ной унификации с конструкциями серийных центробежных насосов ЭЦН А5М-125-850. 5.5. Требования к безопасности. Эксплуатацию центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850 необходимо выполнять в соответствии с правилами безопас¬ности в нефтегазовой отрасли, Правилами технической эксплуатации электро¬установок, Правилами техники безопасности при эксплуатации электроуста¬новок и требованиями инструкций, отсутствие подвижных элементов. 5.6. Эргономические и эстетические требования. Эргономические показатели центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850 должны обеспечивать максималь¬ную эффективность, безопасность и комфортность труда. 5.7. Требования к патентной чистоте. Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 дол¬жен обладать патентной чистотой по странам СНГ, бывшим СЭВ, а также США, Англии, Франции, Японии, Германии. 5.8. Требования к номенклатуре изделия. Центробежный насос ЭЦН А5М-125-850 должен применяться в условиях указанных п.1.2. настоящего ТЗ. 6. Экономические показатели. 6.1. Ориентировочный экономический эффект от центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850 6.2. Срок окупаемости затрат – центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850 6.3. Лимитная цена Центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850 6.4. Предполагаемая потребность по заказам предприятий. 7. Стадии и этапы разработки. 7.1. Разработка конструкторской документации для изготовления опытной конструкции центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850. Изготовление и предварительные испытания опытной конструкции Центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850. 7.2. Приемочные испытания опытной конструкции центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850. 7.3. Корректировка конструкторской документации на установочную серию. 7.4. Изготовление установочной серии центробежного насоса ЭЦН А5М-125-850. 2.5 Расчет ступени ЭЦН 2.5.1 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]. 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: 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. 2.5.2 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. 2.5.3 Проверочный расчет шпоночного соединения 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. 2.5.4 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. 2.6.1 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. 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; Wр=0,2*d3вн; Максимальный крутящий момент: М=Nmax /w , w = π×n/30 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]; Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа 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: , 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: , 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. Рокр.=2*Мкр.max/dср где d – средний диаметр шлицев, мм. Изгибающий момент на шлицевом конце вала: Мизгб.max=(Р1+Р2)*b , где b-расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, м. Мизг.min=(Р1-Р2)*b. Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и кручения в опасном сечении вала (под проточку на стопорное кольцо). ; , где Wх- момент сопротивления в месте проточки под стопорное кольцо, м; dкр.-диаметр вала в месте проточки под стопорное кольцо, м. ; Напряжение кручения: , где Wр – полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо. Wр=2*Wх . Эквивалентное напряжение находим по четвертной прочности: По этой величине и пределу текучести материала вала устанавливается запас прочности с учетом статистических нагрузок: . 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 : . Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо по формуле : 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: , . Минимальное напряжение изгиба рассчитываем по формуле МПа. Напряжение кручения рассчитываем исходя из формул: , Wр=2 × 3,51×10- 7= 7,02×10-7м3. Эквивалентное напряжение находится по формуле: . Запас прочности по пределу текучести по формуле : 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. 2.6.2 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)] , 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, 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 , 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: σz=268519/1,24*10-3=220МПа. Для заданных исходных данных мною был произведён выбор и расчёт электромеханического оборудования. Расчёты на прочность и долговечность основных элементов центробежного насоса подтвердили правильность выбора. 2.7 Описание конструкции Установка УЭЦН состоит из погружного насосного агрегата (электродвигатель с гидрозащитой и насос), кабельной линии (круглого и плоского кабеля с муфтой кабельного ввода), колонны насосно-компрессорных труб, оборудования устья скважины и наземного электрооборудования: трансформатора и станции управления (или комплексного устройства). Погружной центробежный насос по принципу действия не отличается от обычных центробежных насосов, применяемых для перекачки жидкости. Отличие его в том, что он секционный, многоступенчатый, с малым диаметром рабочих ступеней – рабочих колес и направляющих аппаратов. В основном для нефтяной промышленности погружные насосы содержат от 130 до 415 ступеней. Центробежный насос представляет собой простую гидравлическую машину, предназначенную для подъема и транспортирования по трубопроводу жидкости от одного места к другому. Насос состоит в основном из рабочего колеса с лопастями, направляющего аппарата, вала и корпуса. Принцип действия насоса, с некоторым упрощением, можно представить себе следующим образом: жидкость, засасываемая через фильтр и всасывающий клапан, поступает по патрубку на лопасти вращающегося колеса, под действием которого она приобретает скорость и давление. Погружной насос имеет много ступеней и этот процесс повторяется в каждой ступени приобретая большую скорость и давление. Кинетическая энергия жидкости преобразуется в давление в спиральном канале. На выходе из насоса поток жидкости собирается и направляется в колонну насосно-компрессорных труб. На валу насоса закреплены ступени рабочих колес, а в корпусе зажаты ступени направляющих аппаратов, согласно изобретению между ступенями рабочих колес установлены промежуточные втулки, а направляющие аппараты и рабочие колеса изготовлены из керамического материала. В корпусе между направляющими аппаратами целесообразно устанавливать металлические промежуточные втулки, при этом длина корпусной промежуточной втулки между контактными поверхностями равна длине между контактными поверхностями промежуточной втулки, установленной на валу. Предпочтительно корпусная промежуточная металлическая втулка выполнена в виде элемента, недеформируемого в аксиальном направлении и обладающего гибкостью в поперечном направлении, промежуточная металлическая втулка рабочего колеса содержит с одной стороны выступы, при этом керамическое рабочее колесо имеет соответствующие пазы со стороны втулки и аксиальный паз округлой формы, проходящий по всему внутреннему диаметру рабочего колеса. В предпочтительном варианте реализации выступы промежуточной втулки рабочего колеса обладают гибкостью при приложении крутящего момента. Для повышения продолжительности работы погружного насоса металлическая промежуточная втулка рабочего колеса может иметь внешний слой, изготовленный из устойчивого к абразивному воздействию материала. Также между соприкасающимися поверхностями ступеней может быть расположен слой демпфирующего материала, обычно эластомерного полимера. Между пакетом направляющих аппаратов и головкой может быть установлена деформируемая втулка, обладающая высокой жесткостью в аксиальном направлении, при этом другая деформируемая втулка, аналогичная по конструктивному исполнению и свойствам, но с меньшими размерами, установлена между гайкой вала и пакетом рабочих колес. Размер файла: 350,5 Кбайт Фаил: 
(.rar)
Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! |
||||
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН А5-125-850-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: