608

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

ID: 175485
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 насосного агрегата НПС 65-35-500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование транспорта и хранения нефти и газа

Комментарии: 4 Расчеты работоспособности

4.1 Проверочный расчет корпуса насоса.
Расчет ведется по Макушкину Д.О. «Расчет и конструирование ма-шин и оборудования нефтяных и газовых промыслов».
Исходные данные:
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 чугун, который имеет:
границу 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 (4.3)

Вес агрегата (оценочно) G = 1000 кг с;
Максимальное давление насоса (на закрытой задвижке) - 160 кг/см2;
Так как основной нагрузкой, действующей на корпус, является дав-ление, которое развивается насосом, то задача сводится к определению за-паса прочности при максимальном давлении и сравнении его с допусти-мым значением.
Прочность корпуса определяем по эквивалентному напряжению σэкв опасном перерезе корпуса насоса по энергетической теории прочности:
σэкв= (4.4)
где σt - тангенциальное напряжение в опасном перерезе корпуса, кгс/см2;
σz - осевое напряжение в опасном перерезе корпуса;
Условие прочности корпуса.

= n 1,5,      (4.5)

где n - коэффициент запаса прочности;
Осевое напряжение.

σя = , (4.6)

где Q = T+(P+G) - полное усилие, действующее по оси насоса, кгс;
T - усилие предыдущего затягивания наката ступеней, кгс, обуслов-ленное формулой:

T=k(1-)P,       (4.7)

где 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 аппа-рата, см2;

Fk= /4(D2-d2);     (4.9)

Fна=/4(d2-d2вн),      (4.10)

где 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  ;         (4.11)

q - максимальное внутреннее давление, действующее 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 технологи-ческих отклонений, см2:

F\'k = /4[(D-D)2 – (dp+p)2],     (4.12)

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       (4.13)

1 = , (4.14)

2 = ,      (4.15)

где s – допустимая разностенность корпуса, см;
=0,28 – коэффициент Пуассона для стали.
Определим внутренний диаметр направляющего аппарата, примем толщину его стенки b = 0,695 см.
По формуле определяем площадь ослабленного пересечения кор-пуса:

см2.

Найдем 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 (4.14):



По формуле (4.15):

;

Определяем тангенциальное напряжение в ослабленном пересечении корпуса насоса:

σt = 10,78 160 - 37,65 = 1687,15;

Найдем эквивалентное напряжение по формуле(4.12):



Рассчитаем коэффициент запаса прочности:
> 1,5;

4.2 Расчет ступени

Проектирование проводим конструктивно-аналитическим методом, при котором геометрические размеры меридианного пересечения опреде-ляем на основе статистических зависимостей конструктивных коэффициен-тов от критерия подобия, а угловые размеры лопаток рассчитываем по струйной теории и по зависимостям, которые были экспериментально по-лучены . Расчет ведем согласно [21].

Найдем критерии подобия:

, (4.17)

где ;
;


.

Рассчитаем коэффициент быстроходности ступени по эмпирической формуле:

ns . (4.18)

Отсюда определим приближенное значение напора Н:

г.


Рассчитаем приближенное значение коэффициента полезного дей-ствия ступени по приведенному КПД, которое ровно 0,61 и уравнению:

, (4.19)

где
.
Для построения меридианного пересечения ступени определяем сле-дующие геометрические параметры:
Максимальный внешний диаметр рабочего колеса

Dmax = 0,96·Dвк = 0,96·222,5 = 213,6 мм. (4.20)

Диаметр втулки рабочего колеса dвт устанавливаем, выходя их кон-структивных пониманий, dвт = 210 мм.
Диаметр входной лейки рабочего колеса Dо (см. приведенный рису-нок) определяем за коэффициентом эквивалентного диаметра ровному для критерия П = 0,98 значению 3:

, (4.21)

Откуда

(4.22)

где dст - диаметр ступицы направляющего аппарата

мм

Принимаем Dо = 215 мм
Вычисляем внешний диаметр верхнего диска рабочего колеса по определяющему коэффициенте КD2min, равному для ступени с критерием П = 0,98 значению 0,215, :

(4.23)

Откуда

мм

Рассчитаем ширину канала рабочего колеса b2 по соотношению:

(4.24)

где - коэффициент, ровный 0,06

мм

Принимаем b2 = 4 мм
Найдем ширину каналов направляющего аппарата по соотношению
(4.25)

где - коэффициент, ровный для критерия П = 0,98 значению
Определяем диаметр диафрагмы направляющего аппарата по фор-муле:
(4.26)

где - коэффициент, ровный 0,45.
По полученным размерам строим меридианное пересечение.
Стенки каналов направляющего аппарата и рабочего колеса прини-маем равноценными.
Определим входной угол β1л колеса для среднего ручья при избран-ном положении входной покромки лопаты.
Найдем окружную скорость:

(4.28)

где мм - средний диаметр входной покромки.
Определяем меридианную составной скорости потока без учета сжа-тия лопатами:

м/с. (4.29)

Рассчитаем окружную составной скорости потока без учета сжатия лопатами :

, (4.30)

где β5п - угол потока на выходе направляющего аппарата.
Для ступени из П = 0,98 берем β5п = 80о, тогда
м/с. (4.31)

Определим входной угол потока:

. (4.32)

Найдем входной угол лопаты

β1л = β1 + δ1 (4.33)

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 вы-полняем в форме крылового профиля. Наибольшую толщину профиля лопаты предусматриваем на расстоянии 30-40 %.
Рассчитаем меридианную составной скорости на входе аппарата без учета сжатия:

м/с. (4.34)
Найдем окружную составной скорости потока:

  (1 – æ - (4.35)
где U2 – окружная скорость на выходном диаметре рабочего колеса Dz ор;
– меридианная составной скорости потока на выходе колеса;
æ - коэффициент, учитывающий снижение теоретического напора че-рез конечное число лопат и обусловлен по приближенной формуле Смо-дола- Майзеля:

 æ =        (4.36)

2 – сжатие на выходе рабочего колеса, ровное

  . (4.37)

Найдем коэффициент сжатия 2.
Количество лопат рабочего колеса принимаем равным 8, сжатие по окружности равно 3, тогда шаг лопатки:

  ; (4.38)

  ;

  ; (4.39)

  .     (4.40)

Найдем меридианное пересечение на выходе рабочего колеса:

м/с.
Определим коэффициент æ:

æ = .

Рассчитаем окружную составной скорости потока:

м/с

где 9,8 - угловая скорость

  м/с.
Найдем угол потока на входе направляющего аппарата:

, β4 = 11,6о.

Угол лопатки на входе:

β4л = β4п + Δβ, (4.41)
где Δβ - угол атаки, равный 8-15. Принимаем Δβ = 13,4 , тогда

 β4л = 11,6 + 13,4 = 25.

Выбираем исходный угол лопатки аппарата который равен 82.
Профилизацию лопатки направляющего аппарата проводим анало-гично лопатки колеса.[21]

4.3 Расчет вала насоса.

В ходе каблука оборудования, нами избранный электродвигатель мощностью NДВ=160 кВт; частотой вращения nДВ = 3000 об/мин.;
Вычисляем момент на валу двигателя:

(4.44)

Найдем момент на валу насоса:

,       (4.45)

где NH - мощность, затрачиваемая в насосе;

,     (4.46)

где (ДВ – коэффициент полезного действия электродвигателя (ДВ = 0,84 );

;     (4.47)
     (4.48)
Рассчитаем суммарный момент насоса:

(4.49)

MT.CT - момент, затрачиваемый в ступицах и опорных шайбах рабо-чих колес
( МТ.В. = 0,4 Н(м) ;
z - число рабочих колес в насосе ( z =112 );
Момент сопротивления пяти;

, (4.50)

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);

   (4.51)
Найдем приведенный к валу момент инерции оборотных масс рото-ра двигателя:

Jн=mколесr2=0,34 кг м2     (4.52)

Рассчитаем приведенный к валу момент инерции оборотных масс ротора двигателя:

Jд=mроторr2=0,075 кг м2      (4.53)

Наибольший кратковременный крутой момент, на валу насоса:


(4.54)

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, которое передано рабочему колесу:

см= =33,3кН/м,    (4.55)

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.
Вычисляем максимальное касательное напряжение при кручении для конца вала :

       (4.56)

Wк - момент сопротивления при кручении конца вала насоса:

      (4.57)

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, равный 65 мм удовлетворяет требованиям прочности и отвечает основным стандартам. Разрушаться вал в процессе работы не должен.[21]




4.4 Определение потерь в уплотнениях рабочих колес.

С целью определения расходов в уплотнениях в рабочем кругу сначала следует определить потенциальный напор данной степени, а уже потом определить потери напора в уплотнениях.
Вычислим теоретический напор насоса по формуле:

;       (4.58)

где Н - напор насоса;
- гидравлический коэффициент полезного действия.



Рассчитаем потенциальный напор степени по формуле:

;     (4.59)

где - теоретический напор, м;
- ускорение свободного падения, м/с2;
U2 – окружная скорость на выходе рабочего колеса, м/с;
,      (4.60)
где D - диаметр колеса, м;
n - скорость обращения, м/с;

 


Найдем напор, после потерь в уплотнениях по формуле:

     (4.61)

где Dy2 - внешний диаметр уплотнения, м; Dy2 =0,195 м



Эквивалентная площадь вычисляется по формуле:
а) внутренней щели:

     (4.62)

б) внешней щели:

     (4.63)

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:

 
Найдем приведенную эквиваленту площадь:

  (4.64)

Тогда имеем:

 

Наибольшая затрата жидкости через переднее уплотнение рабочего колеса вычислим по формуле:

        (4.65)
 
Рассчитаем перепад напора во внешней щели:
        (4.66)
где Q п.у - наибольший расход жидкости через переднее уплотнение ра-бочего колеса; Q п.у =0,00288м3/с;
g - ускорение свободного падения;
f2 - эквивалентная площадь; f2=0,92*10-4;
Тогда имеем:

В данной квалификационной работе было разработано уплотнение ротора центробежного насоса НПС 65/35-500. Были рассчитаны и подо-бранные основные параметры и узлы насоса.
Также было рассмотрена организация работ из монтажа и демонтажа насоса.
В результате проведения модернизации были устранен недостаток уплот-нения валов.
Так же в результате проведенной модернизации увеличен срок службы уплотнения ротора насоса НПС 65/35-500, а так же межремонтный пери-од. Технические характеристики устройства остались на прежнем уровне.
[21].




Размер файла: 125,3 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 1         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.