608

Расчетная часть-Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС 65-35-500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование транспорта и хранения нефти и газа

ID: 175482
Дата закачки: 05 Декабря 2016
Продавец: nakonechnyy.1992@list.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 магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС 65-35-500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование транспорта и хранения нефти и газа

Комментарии: 5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Проверочный расчет корпуса насоса

Внешний диаметр корпуса D = 37,6 см;
Допуск внешнего диаметра σD = 0,87 см;
Внутренний диаметр корпуса d = 32 см;
Материал корпуса - сталь 35, что имеет:
граница текучести σт = 3000 кг с/см2;
 модуль упругости Ек = 2,04 106 кг с/см2;
 коэффициент Пуассона μ = 0,28;
Материал направляющих аппаратов – специальный (серый) чугун, который имеет, :
граница прочности при растягивании σl = 1800 кг с/см2;
модуль упругости Ена = 1,45 106 кг с/см2;
напряжение, которое допускается, на сжимание при коэффициенте запаса прочности n1 = 1,5:
Согласно [25] имеем
кг с/см2 (5.3)
Вес агрегата (оценочно) G = 1000 кг с;
Максимальное давление насоса (на закрытой задвижке) - 160 кг/см2;
Поскольку основной нагрузкой, которая действует на корпус, является давление, которое развивается насосом, то задача сводится к определению запас прочности при максимальном давлении и сравнении его со значением, которое допускается.
Прочность корпуса определяем по эквивалентному напряжению σэкв опасном перерезе корпуса насоса по энергетической теории прочности:
σэкв= (5.4)
где σt - тангенциальное напряжение в опасном перерезе корпуса, кгс/см2;
σz - осевое напряжение в опасном перерезе корпуса;
Условие прочности корпуса.
= n 1,5,     (5.5)
где n - коэффициент запаса прочности;
Осевое напряжение.
σя = , (5.6)
где Q = T+(P+G) - полное усилие, которое действует по оси насоса, кгс;
T - усилие предыдущего затягивания наката ступеней, кгс, обусловленное
формулой
T=k(1-)P;      (5.7)
k=1,4 - коэффициент запаса прочности стыка;
 - коэффициент основной нагрузки:
T=1,4∙(1-0,8) 4101=1148,34кг;
χ =
где Fk - площадь поперечного перереза корпуса, см2;
Fна - площадь поперечного перереза обоймы направляющего аппарата, см2;
Fk= /4(D2-d2);     (5.9)
Fна=/4(d2-d2вн);     (5.10)
D - внешний диаметр корпуса, см;
d - внутренний диаметр корпуса, см;
dвн - внутренний диаметр направляющего аппарата, см;
P - осевая нагрузка от действия давления насоса, кгс:
Fна=3.14/4(37,62-322)=305,96Н;
P = q  ;        (5.11)
q - максимальное внутреннее давление, которое действует на корпус, кгс/см2;
G - вес агрегата(насоса, электродвигателя), кгс;
F\'k – площадь ослабленного пересечения корпуса (по резьбе или проточке для востока резьбового резца) с учетом возможных технологических отклонений, см2:
F\'k = /4[(D-D)2 – (dp+p)2],    (5.12)
где D – допуск внешнего диаметра корпуса, см;
dp – внешний диаметр проточки для выхода резца, см;
p - допуск размера dp, см
P = 50  =3015Н;
F\'k = /4[(D-D)2 – (dp+p)2],
Тангенциальное напряжение в опасных перерез корпуса насоса.
t =1q - 2, де      (5.13)
1 = , (5.14)
2 = ,     (5.15)
где s – допустимая разностенность корпуса, см;
=0,28 – коэффициент Пуассона для стали.
Определяем внутренний диаметр направляющего аппарата, принимая толщину его стенки b = 0,695 см.
По формуле определяем площадь ослабленного пересечения корпуса:
см2.
Определяем величину коэффициента основной нагрузки :
;
Определяем осевое напряжение в ослабленном пересечении корпуса по формуле 5.6
кгс/см2;
Рассчитаем коэффициенты β1 и β2 для определения тангенциального напряжения по формуле 5.14:

По формуле 5.15:
;
Определяем тангенциальное напряжение в ослабленном пересечении корпуса насоса:
σt = 10,78 160 - 37,65 = 1687,15;
Найдем эквивалентное напряжение по формулі5.12:

Рассчитаем коэффициент запаса прочности :
> 1,5;

5.2 Расчет ступени ЦНС

Проектирование проводим конструктивно-аналитическим методом, при котором геометрические размеры меридианного пересечения определяем на основе статистических зависимостей конструктивных коэффициентов от критерия подобия, а угловые размеры лопаток рассчитываем по струйной теории и по экспериментально полученным зависимостям. Расчет ведем согласно [28].
Определяем критерии подобия:
, (5.17)
где ;
;

.
Определяем коэффициент быстроходности ступени по эмпирической формуле:
ns . (5.18)
Отсюда найдем приближенное значение напора Н :
г.
Находим приближенное значение КПД ступени по приведенному КПД, ровному 0,61 и уравнению:
, (5.19)
откуда
.
Для построения меридианного пересечения ступени определяем следующие геометрические параметры:
Максимальный внешний диаметр рабочего колеса
Dmax = 0,96·Dвк = 0,96·222,5 = 213,6 мм. (5.20)
Диаметр втулки рабочего колеса dвт устанавливаем, выходя их конструктивных пониманий, dвт = 210 мм
Диаметр входной лейки рабочего колеса Dо (см. приведенный рисунок) определяем за коэффициентом эквивалентного диаметра ровному для критерия П = 0,98 значению 3:
, (5.21)
откуда
(5.22)
где dст - диаметр ступицы направляющего аппарата
мм
Принимаем Dо = 215 мм
Вычисляем внешний диаметр верхнего диска рабочего колеса по определяющему коэффициенте КD2min, который равняется для ступени с критерием П = 0,98 значению 0,215, :
(5.23)
Откуда
мм
Определим ширину канала рабочего колеса b2 по соотношению:
(5.24)
где - коэффициент, ровный 0,06
мм
Принимаем b2 = 4 мм
Определяем ширину каналов направляющего аппарата по соотношению
(5.25)
где - коэффициент, ровный для критерия П = 0,98 значению
Определяем диаметр диафрагмы направляющего аппарата по формуле:
(5.26)
где - коэффициент, ровный 0,45.
По полученным размерам строим меридианное пересечение.
Стенки каналов рабочего колеса и направляющего аппарата принимаем равноценными.
Определим входной угол β1л колеса для среднего ручья при избранном положении входной покромки лопаты.
Определим окружную скорость:
(5.28)
где мм - средний диаметр входной покромки.
Находим меридианную составной скорости потока без учета сжатия лопатами:
м/с. (5.29)
Определяем окружную составной скорости потока без учета сжатия лопатами :
, (5.30)
где β5п - угол потока на выходе направляющего аппарата.
Для ступени из П = 0,98 берем β5п = 80о, тогда
м/с. (5.31)
Находим входной угол потока :
. (5.32)
Определяем входной угол лопаты
β1л = β1 + δ1 (5.33)
где δ1 - угол атаки, ровный 3...8.8о.
Примем δ1 = 4о 25\', тогда β1л = 30о.
Примем исходный угол лопаты рабочего колеса ровным 30о.
Профилизация лопаты рабочего колеса введена с помощью метода "перекрученных треугольников". Телесную лопату рабочего колеса выполняем в форме крылового профиля. Наибольшую толщину профиля лопаты предусматриваем на расстоянии 30-40 %.
Определяем меридианную составной скорости на входе аппарата без учета сжатия:
м/с. (5.34)
Рассчитываем окружную составной скорости потока:
(1 – æ - (5.35)
де U2 – окружная скорость на выходном диаметре рабочего колеса Dz ор;
– меридианная составной скорости потока на выходе колеса;
æ - коэффициент, который учитывает снижение теоретического напора через конечное число лопат и обусловлен по приближенной формуле Смодола- Майзеля:
æ =      (5.36)
2 – сжатие на выходе рабочего колеса, ровное
. (5.37)
Определяем коэффициент сжатия 2.
Принимаем количество лопат рабочего колеса ровным 8, сжатие по окружности равно 3, тогда шаг лопатки:
; (5.38)
;
; (5.39)
.    (5.40)
Определим меридианное пересечение на выходе рабочего колеса:
м/с.
Рассчитаем коэффициент æ:
æ = .
Определим окружную составной скорости потока:
м/с
где 9,8 - угловая скорость
м/с.
Вычислим угол потока на входе направляющего аппарата:
, β4 = 11,6о.
Угол лопатки на входе:
β4л = β4п + Δβ, (5.41)
где Δβ - угол атаки, ровный 8-15о. Принимаем Δβ = 13,4о, тогда
β4л = 11,6 + 13,4 = 25о.
Выбираем исходный угол лопатки аппарата равным 82о.
Профилизацию лопатки направляющего аппарата проводим аналогично профилизации лопатки колеса.

5.3 Расчет вала насоса

В ходе каблука оборудования, нами избранный электродвигатель мощностью NДВ=160 кВт; частотой вращения nДВ = 3000 об/мин.;
Определяем момент на валу двигателя:
(5.44)
Вычисляем момент на валу насоса:
,      (5.45)
NH - мощность, затрачиваемая в насосе;
,    (5.46)
где (ДВ - КПД электродвигателя ((ДВ = 0,84 );
;    (5.47)
   (5.48)
Определяем суммарный момент насоса:
(5.49)
MT.CT - момент, затрачиваемый в ступицах и опорных шайбах рабочих колес
( МТ.В. = 0,4 Н(м) ;
z - число рабочих колес в насосе ( z =112 );
Момент сопротивления пяти;
, (5.50)
где РВ – вес вала (РВ = 89 кг );
РР.К – вес рабочих колес ( РР.ДО = 2,6 кг );
РР.К – суммарный вес рабочих колес ( РР.ДО = 2,6  8 = 20,8 кг );
R - приведенный радиус пяти R = 0,019 м;

f - коэффициент трения пяти ( f = 0,78 );
момент сопротивления в подшипниках скольжения
(МПОДШ = 0,8 Нм);
  (5.51)
Определяем приведенный к вала момент инерции оборотных масс ротора двигателя:
Jн=mколесr2=0,34 кг м2    (5.52)
Определяем приведенный к вала момент инерции оборотных масс ротора двигателя:
Jд=mроторr2=0,075 кг м2    (5.53)
Наибольший кратковременный крутной момент, на валу насоса:
(5.54)
Для передачи момента, который крутит, на рабочие колеса насоса используют соединение шпонки. На валовые фрезеруют общую канавку шпонки, в которую закладывают чисто тянутые прутики квадратной шпонки из латуни. У рабочих колес изготовляют паз шпонки. Размеры шпонок выбирают в расчете на смятие по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, переданного рабочему колесу, :
см= =33,3кН/м    (5.55)
где h - высота шпонки, h=0,02м;
t - глубина паза на валовые, t=0,010м;
l - длина посадочной части рабочего колеса, l=0,052м;
Мрк- максимальный момент рабочего колеса, Мрк=0,34 Нм
D - диаметр вала, D= 0,065м.
Максимальное касательное напряжение при кручении рассчитываем для конца вала :
     (5.56)
Wк - момент сопротивления при кручении конца вала насоса:
     (5.57)
Wк = 0,2∙ 0,0173 = 0,55∙ 10-6 м3;
[τ] = 422 ÷ 441 МПа(граница текучести стали 38ХА);

n =[τ]/τ - коэффициент запаса прочности материала вала;

Запас прочности рекомендуется иметь в пределах 1,2 ( 1,8, а у нас вышло n=1,42 т.е. удовлетворяется условия прочности, т.е диаметр вала, ровный 65 мм удовлетворяет требованиям прочности и отвечает основным стандартам. Разрушаться вал в процессе работы не должен.

5.4 Определение потерь в уплотнениях рабочих колес

Чтобы определить расходы в уплотнениях рабочих кругу сначала следует определить потенциальный напор данной степени, а уже потом определить потери напора в уплотнениях
Определяем теоретический напор насоса по формуле:
;      (5.58)
где Н - напор насоса;
- гидравлический коэффициент полезного действия.

Определяем потенциальный напор степени по формуле:
;    (5.59)
где - теоретический напор, м;
- ускорение свободного падения, м/с2;
U2 – окружная скорость на выходе рабочего колеса, м/с;
,     (5.60)
где D - диаметр колеса, м;
n - скорость обращения, м/с;


Определяем напор, после потерь в уплотнениях по формуле:
    (5.61)
 где Dy2 - внешний диаметр уплотнения, м; Dy2 =0,195 м

Эквивалентная площадь определяется по формуле:
а) внутренней щели:
    (5.62)
б) внешней щели:
    (5.63)
где μ1, μ2 - коэффициенты потерь соответственно внутренней и внешней щели;
Dy1, Dy2 – соответственно внутренний и внешний диаметр уплотнения;
= 0,20 мм - максимальный радиальный зазор.
а) для внутренней щели:

б) для внешней щели:

Определяем приведенную эквиваленту площадь:
(5.64)
Тогда имеем

Наибольшая затрата жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса определяем по формуле:
     (5.65)

Определяем перепад напора во внешней щели:
     (5.66)
где Q п.у - наибольший расход жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса; Q п.у =0,00288м3/с;
g - ускорение свободного падения;
f2 - эквивалентная площадь; f2=0,92*10-4;
Тогда имеем




Размер файла: 82,7 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено 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.