Расчетная часть-Расчет насоса GSP 4*3*8H EA9 SS с магнитным приводом производства Великобретании фирмы HMD Seal/less Pumps-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет насоса GSP 4*3*8H EA9 SS с магнитным приводом производства Великобретании фирмы HMD Seal/less Pumps-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

6 Расчетная часть

6.1 Расчет основных размеров колеса

Исходными данными для расчета колеса являются параметры насоса:

Q=100 – подача м3/ч;
H=50 – напор,м;
n=2900- частота вращения об/мин.

Обобщение показателей работы и основных геометрических параметров выполненных насосов осуществляется на основе теории подобия. Для геометрических подобных насосов, работающих на подобных режимах, критерием подобия является коэффициент быстроходности насоса:

, (6.1) где n – частота вращения, об/мин;
Q1 - подача насоса, /ч;
H1 – напор насоса, м.



Находим расход жидкости на входе через колесо:

.


Предварительное значение объемного КПД определяется по формуле:

, (6.2)

где - коэффициент быстроходности.



Гидравлический КПД определяется по формуле:


, (6.3)

где Dпр – приведенный диаметр входа в колесо, м.

(6.4)

мм.



Предварительный выбор скорости потока жидкости во входном отверстии колеса определяется по формуле:

, (6.5)

где - коэффициент принимают, =0,08.


м/с.

Диаметр во входном сечении определим по средней скорости потока жидкости, :


, (6.6)

где =3,14.

м.

м.

Вместе с тем, принимая во внимание наличие вихревых зон, неравномерность распределения меридиональных скоростей после поворота в канале колеса (что затрудняет точный расчет меридиональной составляющей абсолютной скорости перед входом на лопатки ) принимают:
.

Ширина b1 канала колеса в меридианном сечении на входе на лопасть определяется из уравнения сплошности потока по значению скорости до стеснения сечения лопастями, которую выбирают равной скорости определяется по формуле:

(6.7)



Меридианная составляющая скорости с учетом стеснения определяется по формуле:

.

где К1 – коэффициент стеснения потока лопастями в первом приближении
принимают равным, К1 =1,15.
Окружная скорость в точке пересечения средней линии тока с входной кромкой лопасти определяется по формуле:

, (6.8)

где R1 – радиус расположения средней точки входной кромки лопасти, мм.


м/с.

Угол безударного поступления потока на лопасть определяем по формуле:

(6.9)





Угол наклона лопасти на входе определяется по формуле:

, (6.10)

где - угол атаки принимают равным 3....8 градусов.



Выходной диаметр рабочего колеса определим методом последовательных приближений.
Теоретический напор колеса при условии определяется по формуле:

, (6.11)

где – коэффициент окружной составляющей скорости, определяемый по
формуле:

(6.12)



м/с.

Окружная скорость на выходе из колеса определяется по формуле:


(6.13)

м/с.

Выходной диаметр колеса в первом приближении определяется по формуле:
(6.14)

где ω – угловая скорость вращения вала, м/с.

Находим угловую скорость вращения вала:

(6.15)

где n – частота вращения, об/мин.





Определим ширину канала на выходе колеса:

(6.16)

м.

Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса без учета стеснения потока определяется по формуле:

(6.17)

м/с.

Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса с учетом стеснения потока определяется по формуле:

, (6.18)

где - коэффициент стеснения потока лопастями на выходе из колеса, принимают равным 1,05-1,1.

м/с.

Энергетические качества насоса в значительной степени зависят от величины выходного угла лопастей рабочих колес.
Выходной угол установки лопасти β2=20-300. При этом большие значения угла соответствуют колесам с меньшим n.
Величина поправочного коэффициента на конечное число лопастей определим из формулы:

(6.19)



Теоретический напор при бесконечном числе лопастей:
(6.20)



Окружная скорость на выходе из колеса во втором приближении:

, (6.21)


м/с.


Определим наружный диаметр во втором приближении по формуле:

(6.22)

м.

6.2 Расчет вала на прочность
Исходные данные:
Q=100 – подача м3/ч;
H=50 – напор,м;
n=2900- частота вращения об/мин.

Производительность насоса:

Определим полезную мощность по формуле:
(6.2.1)
где р=850- плотность кг/м;
Н=50- напор насоса.

Вт.

Принимаем типичное значение КПД насоса для нормальной работы .
Тогда мощность на валу:
(6.2.2)
N=11595/(O,7)=16564 Вт.
где n=2900 частота вращения об/мин.
Угловая скорость:



Крутящий момент на валу:



Расчет вала на усталостную прочность :
Принимаем материал вала – сталь 45.
Термическая обработка – улучшение по таб. 3.3.
Временное сопротивление .
Пределы выносливости по нормальным и касательным напряжениям


Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные – по отнулевому (пульсирующему). Коэффициент влияния ассиметрии берем .
В опасном сечении .
Крутящий момент .
Изгибающий момент .
Концентратор напряжений – шпоночный паз.
По ГОСТ для вала диаметром 52 мм параметры шпонки , .
Момент сопротивления изгибу с учетом шпонки:
(6.2.3)

Момент сопротивления кручения с учетом шпонки:
(6.2.4)

Максимальные напряжения изгиба:
, (6.2.5)

Среднее значение и амплитуда напряжений для симметричного цикла:

Максимальные напряжения кручения
(6.2.6)
Среднее значение и амплитуда напряжений для отнулевого (пульсирующего) цикла


Находим по таблицам /3/ коэффициенты:






Коэффициент запаса для касательных напряжений:
, (6.2.7)
для нормальных напряжений:
, (6.2.8)
Общий (минимально допустимо ):
.



Прочность вала обеспечена с большим запасом.


6.3 Расчет бескавитационной работы насоса.

Бескавитационная работа насоса обеспечивается при выполнении условия:

Н (6.3.1)

где – допустимая вакуумметрическая высота всасывания насоса, м;
– потери напора на трение и преодоление местных сопротивлений во всасывающей линии, м;
– отметка высота оси насоса, м;
– отметка наинизшего уровня жидкости, м.
zн = 12,13м, zг= 10,1 м.

Определим допустимую вакууметрическую высоту всасывания насоса:

, (6.3.2)
где атмосферное давление равное ;
давление насыщенных паров, Па (2500 Па);
удельный вес жидкости, 850 кг/м2 ;
коэффициент запаса- 1,2;
подача насоса, 100м3/ч;
кавитационный критерий подобия насоса С=1200.



Определим потери напора на трение и преодоление местных сопротивлений во всасывающей линии по формуле:

(6.3.3)
где – потери на трение (для каждого участка одинакового диаметра),м;
– местные потери в трубопроводе и трубопроводной арматуре (без учета специального оборудования), м, принимается как 10% от ;
Определим потери напора на трение по формуле:
, (6.3.4)
где i- гидравлический уклон напора на трение;
z=50-геометрический напор, м.
Гидравлический уклон трубопровода определяется по формуле:

i= , (6.3.5)

где λ – коэффициент гидравлического сопротивления;
g – ускорение свободного падения, м/с2, g = 9,8 м/с2.
– расчетная скорость перекачки во всасывающейся линии);
– 1,5∙10 м2/с (кинематическая вязкость).
Коэффициент гидравлического сопротивления определяется в зависимости от режима движения жидкости по трубопроводу, характеризуемого параметрами Рейнольдса Re:

при Re ≤ 2320,

при 2320 < Re ≤ 105, (6.3.7)

λ=0,0032+0,221Re-0,237 приRe>105. (6.3.8)

Параметр Рейнольдса находится из выражения:

Re= , (6.3.9)

Определим скорость течения нефти во всасывающем трубопроводе по формуле:


где расход нефтепродукта, 0,1
внутренний диаметр трубопровода, 0,1м.

Re =

Так как Re =43333,3 то λ рассчитаем по формуле( 6.3.7) :

при 2320 < Re ≤ 105

λ =

i =



Определим местные потери в трубопроводе и трубопроводной арматуре (без учета специального оборудования):

(6.3.10)



=0,95+0,095=1,045м.


Итак, следовательно, насос работает без кавитации.

6.4 Расчет рамы на прочность

Составные элементы рамы из швеллеров рассмотрим как единый стержень

Рисунок 6.1- Швеллер

Площадь сечения швеллера 22У ГОСТ 8240-97 F=26,71 〖см〗^2
Силы, действующие на балку (раму) в двух сечениях рисунок 6.2:
P_1=N_1=200кг=1,96кН; 〖P_2=N〗_2=187,5кг=1,84кН;


Рисунок 6.2- Силы действующие на швеллер

Расстояния l_1=0,55м; l_2=0,95м; l_3=0,65м;
Для Ст3пс ГОСТ 380-94:
E=2×〖10〗^5 МПа - модуль упругости нормальный;
[σ_с ]=420МПа - допускаемые напряжения при сжатии.
Для конструкций из пластичных материалов (у которых пределы прочности на растяжение и сжатие одинаковы) используется условие прочности
σ≤[σ_с ], (6.4.1)

где σ - наибольшее по абсолютной величине в нашем случае сжимающее напряжение в конструкции.
При проверке напряжений площади поперечных сечений F и силы N известны и расчёт заключается в вычислении расчётных (фактических) напряжений σ в характерных сечениях элементов. Полученное при этом наибольшее напряжение сравнивают затем с допускаемым:

σ=N/F≤[σ_c ], (6.4.2)

При подборе сечений определяют требуемые площади [F] поперечных сечений элемента (по известным продольным силам N и допускаемому напряжению [σ_c ]. Принимаемые площади сечений F должны удовлетворять условию прочности, выраженному в виде:

F≥[F]=N/[σ_c ] , (6.4.3)

Принимаемые площади сечений F:
В характерном сечении А-А

F_1=26,71×4=106,84〖см〗^2=0,010684м^2,
[F_1 ]=N_1/[σ_c ] =(1,96×〖10〗^3)/(420×〖10〗^6 )=〖4,7〗^(-6) м^2≤F_1,
σ_1=N_1/F_1 =(1,96×〖10〗^3)/(4,7×〖10〗^(-6) )=〖417,02×10〗^6≤[σ_c ].

В характерном сечении Б-Б

F_2=26,71×4=106,84〖см〗^2=0,010684м^2,
[F_2 ]=N_2/[σ_c ] =(1,84×〖10〗^3)/(420×〖10〗^6 )=〖4,38〗^(-6) м^2≤F_2,
σ_2=N_2/F_2 =(1,84×〖10〗^3)/(4,38×〖10〗^(-6) )=〖419×10〗^6≤[σ_c ].

Условия прочности выполняются
При определении грузоподъёмности рамы по известным значениям F и допускаемому напряжению [σ_c ] вычисляют допускаемые величины [N] продольных сил:
[N]=F×[σ_c ] (6.4.4)

В характерном сечении А-А

[N_1 ]=F_1×[σ_c ]=0,010684×420×〖10〗^6=4,49кН.

В характерном сечении Б-Б

[N_2 ]=F_2×[σ_c ]=0,010684×420×〖10〗^6=4,49кН.

Условие прочности имеет вид P≤[P]
Так как для этого случая P_1=N_1 и P_2=N_2≻ N_1=1,96кН≤[N_1 ]=4,49кН и N_2=1,84кН≤[N_2 ]=4,49кН - величина коэффициента запаса прочности рамы в характерном сечении А-А [n_в1 ]=2,29, а величина коэффициента запаса прочности рамы в характерном сечении Б-Б [n_в2 ]=2,4.