Расчетная часть-Расчет насоса 1К 100-65-200 производства ООО Ливгидромаш)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет насоса 1К 100-65-200 производства ООО Ливгидромаш)-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Расчет проточной части насоса

Исходные данные: подача Q=120 м3/ч =0,33 м3/с; напор Н=50 м. вод. ст.; число оборотов n=2900 об/мин=48 об/с; угловая скорость вращения ω=303 рад/с; плотность жидкости ρ=1000 кг/м3.
Определяем коэффициент быстроходности ns:

, (3.1)

где g – ускорение свободного падения;

,

Расход жидкости в каналах рабочего колеса QK:

, (3.2)

где ηОБ – объемный КПД;
, (3.3)

,




,

Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D1ПР:
, (3.4)

,

КПД насоса η:

, (3.5)

где ηР – объемный КПД ;
ηм - механический КПД, принимаем η=0,95;

, (3.6)

,

Мощность насоса N:

, (3.7)

,

Диаметр вала d:

, (3.8)

где [τ] – допустимое напряжение материала вала при кручении, [τ]≈16*106 Па;

,

Внешний диаметр втулки dвт:

, (3.9)

,
 Принимаем диаметр вала серийного насоса – 100 мм.
Диаметр входа в колесо Do:

, (3.10)

где СО – осевая скорость жидкости у входа;

, (3.11)

,

,

Диаметр колеса D1 у входной кромки лопасти:

(3.12)

Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b1:

, (3.13)

где Сom – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходно-го сечения, Com CO;

,

где Нт – теоретический напор;
С2и – коэффициент окружной скорости;

, (3.20)

,

, (3.21)

где ρк – коэффициент реакции, для насоса с ns=(0,17/0,06); ρк=(0,7/0,8);

,
 Окружная скорость


,

,
Ширина канала рабочего колеса b2 у выходной кромки лопасти:

, (3.22)

где С2m∞ - периодическая скорость жидкости на выходе из колеса;

, (3.23)

,



Ширина сечения отвода b3:
;

,
Угол выходной кромки лопасти β2:

, (3.24)

где ω1, ω2- соответственно относительные скорости на входе и на выходе из колеса, ;
k2 – коэффициент стеснения проходного сечения лопастями на выходе из колеса, k2=1,04/1,1;

,

,

Число лопастей Zл:

; (3.25)

где k - поправочный коэффициент;
k=6,5 ;

;

принимаем ZЛ=8 ,


Теортический напор колеса при бесконечном числе лопастей НРТ:

, (3.26)

где , (3.27)

, (3.28)

,

,

.

Проверка расчета:

, (3.29)


, (3.30)

,

, (3.31)

,

, (3.32)

,

, (3.33)

где S1 – толщина лопатки на входе, S1=4 мм;



, (3.34)

,

где S2 – толщина лопатки на выходе, S2=3мм;
коэффициенты k1 и k2 отличаются от принятых ранее менее чем на 3%.

, (3.35)

,

, (3.36)

,
.
Так как коэффициенты близки к ранее принятым, то расчет можно считать оконченным.

3.2 Расчет вала насоса

Материал вала – сталь 45, предел текучести σт=450 МПа, допускае-мое напряжение при кручении τкр=100 МПа. [3.6].
Расчетная схема вала:


YA YB Fa
Ft Fr
A B
XA XB


Рисунок 3.1 - Расчетная схема вала

На вал действуют тангенциальная, радиальная силы и реакции опор А и В в плоскостях y и x.
Тангенциальная сила Ft:

, (3.37)

где MKp – крутящий момент на валу,

, (3.38)

,

,

Центробежная сила Fr:

, (3.39)

где m – масса рабочего колеса;
r – биение, r ≈0,03 мм;

,

Определяем реакции опор в плоскости yoz – RAY и RBY:

, (3.40)
где - сумма моментов относительно точки В;
a – расстояние от точки А (В) до рабочего колеса;

,

Реакции опор в плоскости xoz – RAX и RBX:

, (3.41)

,

Наиболее опасное - сечение точка с:

, (3.42)

где MYC – изгибающий момент на валу в точке с в плоскости yoz;

,

, (3.43)

где MXC - изгибающий момент на валу в точке с в плоскости xoz;



Суммарный изгибающий момент Mu:

, (3.44)

,

Расчетное напряжение σр :

, (3.45)

где W – момент сопротивления;

, (3.46)

,

.

Коэффициент запаса от действия напряжений изгиба nσ:

, (3.47)

.

Расчетное напряжение кручения τp:

, (3.48)

где Wk – момент сопротивления при кручении;

, (3.49)

.
Коэффициент запаса при кручении nτ:
, (3.50)
.

Общий коэффициент запаса n:

, (3.51)

.

Коэффициент запаса достаточный, так как он удовлетворяет усло-вию: для валов из пластичных материалов - , где σв – предел прочности при растяжении (в данном случае сталь 45 ) ко-эффициент запаса составляет [3,6]. Для снижения стоимости можно применить для вала менее прочную сталь.

3.3 Расчет модернизированных узлов

После проведенной модернизации необходимо убедится в работо-способности полученной конструкции, в данном случае необходимо рас-считать величину осевого усилия на вал и нагрузку на подшипниковый узел.
Расчет осевого усилия на вал.
Исходные данные: Q= 120 м3/ч, Н= 50 м (5 кг/см2)

Т=Т1 - Т2, (3.52)
где
Т - осевое усилие действующее со стороны колеса на вал;
Т1 - осевое усилие действующее на колесо и вал со стороны вала;
Т2 - осевое усилие действующее на колесо со стороны всасывающего па-трубка;

Т1= ((∙D2k)/4 – (∙d2в)/4)∙H, (3.53)

где:
Dк – диаметр рабочего колеса;
dв – диаметр вала;

Т2= ((∙D2k)/4 – (∙d2вп)/4)∙H, (3.54)
где:
dвп – диаметр окна всасывания на рабочем колесе.
Т1 = ((3.14∙36,22)/4 – (3.14∙6,52)/4)∙ 5,0 = 3032.5 кг
Т2 = ((3.14∙36,22/4) – (3.14∙11.22)/4)∙ 3,951 = 2768,92 кг
Т = 3032,55 – 2768,92 = 245,63 кг
Расчет подшипникового узла заключается в определении номиналь-ной
долговечности (ресурса) выбранного подшипника в млн. оборотов.



Рисунок 3.2 - Внешний подшипниковый узел

Шарикоподшипники:
L = (C/P)p, (3.55)

где
L – номинальная долговечность подшипника;
С – каталожная динамическая грузоподъемность выбранного подшип-ника;
Р – расчетная нагрузка на подшипник;
р – степенной показатель (для шарикоподшипников р =3).

L = (56300/2456,3)3 = 12030,7 млн. об.

Роликоподшипники:
для роликоподшипников р=3
L = (38700/2456,3)3 = 9804,6 млн. об.
По результатам расчета для осевого усилия 245.6 кг принимаем следу-ющие подшипники:
Шарикоподшипник – радиально – упорный однорядный типа 46310, с грузоподъемностью С=56300 Н (5630 кг), рассчитанный на частоту вращения n= 5000 об/мин.

Рисунок 3.32. – Внутренний узел роликоподшипников

Роликоподшипники роликовые радиальные с короткими цилиндри-ческими роликами однорядные типа 2210, с грузоподъемностью С=38700 Н (5630 кг), рассчитанный на частоту вращения n = 6300 об/мин.

Расчет основного элемента торцового уплотнения - пары трения - выполняют в следующем порядке:
- определение силовых и гидродина¬мических характеристик пары трения при вращающемся вале;
- определение сил трения и выделяю¬щейся теплоты в паре трения;
- определение температуры пары трения;
- корреляция температуры с сило¬выми факторами и трением;
- оценка влияния взаимодействия элементов конструкции уплотнения, си-ловых, температурных деформаций и неравномерности распределения темпе¬ратуры пары трения на закономерности движения жидкости в зазоре.
Существуют различные подходы к оценке закономерностей трения в зазо¬рах обыкновенных пар трения.
В результате экспериментальных ис¬следований и эксплуатации тор-цовых уплотнений в различных условиях уста¬новлено, что их пары трения в основ¬ном работают в режимах жидкостной и полужидкостной смазки, а также при трении без смазочного материала. Это деление весьма условно, так как существуют различные переходные ре¬жимы.
Для пар трения обыкновенных торцо¬вых уплотпений, работающих на раз¬личных жидкостях, нормальным яв¬ляется режим полужидкостной смазки В зазоре пары трения торцового уплот¬нения имеется слой жидко-сти, почти полностью разделяющий трущиеся по¬верхности и способный выдерживать сжимающие нагрузки. Одновременно в зазоре пары проис-ходят контакты микро¬неровностей, которые совместно с абра¬зивными ча-стицами, содержащимися в рабочей среде, вызывают изнашивание тру-щихся поверхностей. Как правило интенсивность изнашивания мала, так как материалы колец пары трения выби¬рают так чтобы обеспечить дли-тельную работу уплотнения (тысячи и десятки тысяч часов). Такой режим работы нары можно условно назвать полужидкост¬ным, поскольку его ха-рактеристики близки к характеристикам жидкостного режима.
Учитывая особенности изготовления насосов К – качество обработки поверхностей зачастую не соответствуют требованиям длительной работы – несбалансированность деталей, вызывают радиальную вибрацию, веду-щую к быстрому выходу из строя серийных уплотнений.
Предлагаемая конструкция торцового уплотнения относится к клас-су гидравлически неразгруженных уплотнений. На вращающееся кольцо пары трения действуют следующие силовые факторы: давление р, сила Fпр суммарная сила пружин. Из уравнения равновесия кольца

(3.56)
где d; D1; D2 - диаметры вала и контактной поверхности.


 Усилие одной пружины соответственно 2,73 кг. Рекомендуется уве-личить силу на величину 0,2 – 0,4 кг. С поправкой усилие 3,0 кг.
 Для обеспечения неразмыкания уплотнения подбираем пружину диаметр 20 мм; число витков 10; диаметр проволоки 2,0 мм; длина 28 мм; длина в рабочем состоянии 23,9 мм.