Расчетная часть-Гидравлический расчет рабочего колеса на заданную подачу 400 м3/сут-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Гидравлический расчет рабочего колеса на заданную подачу 400 м3/сут-выполнен гидравлический расчет рабочего колеса на заданную подачу 400 м3/сут. Были спроектированны рабочее колесо и направляющий аппарат насоса. Определена потребляемая насосом мощность, которая составила 76,95 кВт. С учетом этого значения был назначен электродвигатель ПЭД 90-117М с номинальной мощностью 90 кВт.-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

4 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

Исходные данные:
Подача насоса Q = 400 м3/сут;
Напор насоса Н = 1250 м;
Частота вращения вала n = 2850 об/мин;
Плотность перекачиваемой жидкости ρ = 0,8∙103 кг/м3
Диаметр обсадной колонны DОК = 130 мм

4.1 Гидравлический расчет рабочего колеса

Для расчета ступеней с радиальным направляющим аппаратом принята система коэффициентов, базирующаяся на коэффициенте быстроходности nS [4]. На рисунке 4.1 приведены буквенные обозначения характерных расчетных размеров рабочего колеса и направляющего аппарата.

Рисунок 4.1 – Ступень погружного центробежного насоса



Исходя из внутреннего диаметра обсадной колонны, принимаем следующие размеры для корпуса насоса:
наружный диаметр корпуса

внутренний диаметр корпуса


Внутренний диаметр корпуса ступени [4]
(4.1)
где – толщина стенки корпуса ступени, мм
Приняв , получим

Внешний диаметр рабочего колеса [4]
(4.4)
где S – радиальный зазор между внутренней стенкой корпуса ступени и наибольшим диаметром рабочего колеса , мм
Для скважин диаметром 130 мм, S = 2...3 мм

Определяем приведенную подачу рассчитываемой ступени [4]
(4.3)
где Q – подача насоса, м3/сут;
n – частота вращения вала двигателя, об/мин;
2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса, об/мин;
90 – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного насоса, мм


Приведенная подача должна находиться в пределах 1,0 < Qприв < 9,0 л/с, чему полученное значение соответствует.
Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо
dвт = К dвт ∙ D2 max (4.4)
где Кdвт – коэффициент диаметра втулки

Результаты обработки экспериментальных коэффициентов ступе¬ней ряда погружных центробежных насосов в зависимости от приведенной подачи Qприв представлены в виде кривых которые будут использованы для расчета ступени данного насоса.
По кривым [4, рис 76] (рисунок 4.2) зависимости расчетных величин ступеней с осевым направляющим аппаратом от приведенной по¬дачи Qприв определяем Кd вт = 0,305
dвт = 0,305 ∙ 80 = 24,4 мм

Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей [4]
(4.5)
где К D1max – коэффициент диаметра входных кромок лопастей

По рисунку 4.2 [4, рис 76] определяем К D1max = 1,6


Рисунок 4.2
Определяем диаметр входа в рабочее колесо
D0 = КD0 ∙ D1max (4.6)
где КD0 - коэффициент диаметра входа в рабочее колесо,
КD0 = 1,02 [4, рис. 76]
D0 = 1,02 ∙ 50 = 51 мм

Определяем наименьший диаметр выходных кромок лопастей рабочего колеса D2min [4]
(4.7)
где F'прив – приведенная площадь безлопаточного кольца между стенкой
корпуса ступени Dвн.ст и ободом верхнего диска рабочего колеса
D2min, мм2;

F'прив = 1670 мм2 [4, рис 73, в]

Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей
(4.8)
где К D1min - коэффициент наименьшего диаметра входных кромок,

К D1min = 2,2 [4, рисунок 73,б]

Определяем высоту канала b2 на выходе из рабочего колеса
b2 = Кb2 ∙ D2max (4.9)

где Кb2 = 0,115 [4, рисунок 73, е]
b2 = 0,115 ∙ 80 = 9,2 мм

 Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо
b1 = Кb1 ∙ D2max (4.10)

где Кb1 = 0,176 [4, рис 73, ж],
тогда высота канала на входе в рабочее колесо
b1 = 0,176 ∙ 80 = 14,1 мм

 Коэффициент быстроходности определяется по зависимости рисунка 4.2.

Рисунок 4.2 - Кривая зависимости коэффициента быстроходности пS ступени от приведенной по¬дачи Qприв
nS = 240 [4, рис 75]
Определяем напор ступени
(4.11)
где V2OK – окружная скорость на рабочем колесе (рисунок 4.3), м/с

Рисунок 4.3

 Окружная скорость на рабочем колесе
(4.12)


 Определяем количество ступеней насоса
(4.13)

Определим углы для построения лопатки колеса. Для вычерчивания профиля лопатки рабочего колеса необходимо определить углы ß1min и ß1mах, а углы ß1ср и ß2 выбираем из графиков рисунка 4.4.

Рисунок 4.4
ß1ср = 35o ; ß2 = 44o [4, с.98].

Углы ß1min и ß1mах находим из выражения
(4.14)
(4.15)
После решения этих уравнений находим
ß1min = 35o ; ß1mах = 41o


4.2 Расчет направляющего аппарата

Расчет направляющего аппарата выполнялся по методике [4, стр.107].

Определяем приведенную высоту ступени
lпр = 53 мм [4, рис 73, з]

Действительная высота ступени
(4.16)

Высота межлопаточных каналов
(4.17)
где b3пр = 1,05 [4, рис. 73, и] (рисунок 4.1)

Находим диаметр диафрагмы D3 из уравнения

где [4, рис. 73, к] (рисунок 4.5)

Рисунок 4.5
Выражая из данного уравнения D3, получим


Угол входного конца средней линии лопатки
tgα3 = К∙Кст2∙КV2OK ,
где К = 1,3...1,6;
Кст2 - коэффициент меридианной скорости на выходе из колеса;
КV2OK – коэффициент окружной скорости;
КV2OK = 1,34 [4, рис. 73, н] (рисунок 4.3)

Кст2 = 0,25 [4, рис. 73, м];
tgα3 = 1,45 ∙ 0,25 ∙ 1,34 = 0,486
α3 = 26o
Радиус скругления кромок лопаток
r = (0,2...0,5) ∙ S (4.18)
где S – наибольшая толщина профиля, S = 3 мм
r = 0,3 ∙ 3 = 0,9 мм
По графику [4, рис.82] определяем к.п.д ступени в зависимости от Qпр = 6,43 л/сек.

ηст = 0,61
Коэффициент полезного действия насоса находим из уравнения [4]
(4.19)
где ηн – коэффициент полезного действия насоса;
ηст – коэффициент полезного действия ступени;
z – число ступеней в насосе;
Nпол – полезная (гидравлическая) мощность насоса, кВт;
n = 3000 об/мин – частота вращения вала
Полезная (гидравлическая) мощность насоса
(4.20)
где Q – подача насоса, м3/сек;

Тогда коэффициент полезного действия насоса

Потребляемая насосом мощность
(4.21)

По результатам найденной мощности принимаем электродвигатель ПЭД 90-117М с номинальной мощностью N = 90 кВт, номинальным током 37 А и частотой вращения 2850 об/мин.