Расчетная часть-Расчет установки электроцентробежного насоса УЭЦНМ5-1100-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет установки электроцентробежного насоса УЭЦНМ5-1100: Расчет корпуса насоса на прочность, Расчет вала насоса на прочность, Расчет гидравлической части насоса, Расчет фланцевого соединения, Определение мощности трансформаторной подстанции-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

11. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
8.1. Расчет корпуса насоса на прочность
[расчеты ведутся в соответствии с литературой (11)]
Корпусы погружных центробежных насосов выполняются в виде стальных труб с внутренней расточкой для центрирования направляющих аппаратов, радиальных опор и узлов сочленения при многосекционном исполнении насоса.
Корпус имеет строго ограниченную кривизну и разностенность.
Корпусы погружных центробежных насосов изготовляют из трубных заготовок точением или из холоднотянутых комбинированных труб повышенной точности длиной 2100, 3600 и 5000 мм.
Пакет ступеней размещается в корпусе и зажимается концевыми деталями с цилиндрической резьбой. Затяжка пакета ступеней в корпусе насоса должна быть такой, чтобы при работе насоса после перераспределения усилий направляющие аппараты не могли проворачиваться под действием реактивного момента струи жидкости или трения рабочих колес о направляющие аппараты.
Полная нагрузка действующая на корпус, складывается из усилия предварительной затяжки и дополнительного усилия, возникающего при работе насоса.
Рассчитаем корпус насоса со следующим исходными данными:
1. Диаметр корпуса Dн = 92 мм (наружный)
Dвн = 80 мм (внутренний)
Диаметр ступени dн = 80 мм (наружный)
dвн = 74,5 мм (внутренний)
2.  Определим предварительную затяжку пакета ступеней с учетом коэффициента запаса плотности стыка:

Т = πкρqНчвн2 * (1 - ЕкЕк /(2(ЕкFк + ЕнаFна)),

где к – коэффициент запаса плотности стыка, принимаем к = 1,4;
ρ – плотность воды, ρ = 1000 кг/м3;
Н - максимальный напор развиваемый одной модуль-секцией с
длиной корпуса 3000 мм, Н = 561 м;
q - ускорение силы тяжести, q = 9,81 м/с2;
Fк Fна – площади поперечного сечения корпуса и направляющего
аппарата.




Ек – модуль упругости материала корпуса, принимаемая для стали 45
Ек = 2,1*105 МПа;
Ена – модуль упругости материала направляющего аппарата, принимаем
для чугуна Ена = 1,45*105 МПа;
Чвн – внутренний радиус расточки корпуса, Чвн = 0,042 м;
Подставив все значения получим:


3. Находим общее усилие, действующее вдоль оси корпуса насоса:

где Ст - масса погружного агрегата до верхней модуль-секции.

Ст = q (mнас+mдв+mпр+mк),
где mнас – масса насоса, mнас= (m1сек + m2сек + mвм )
m1сек - масса первой секции, m1сек = 107 кг;
m2сек - масса второй модуль-секции, m2сек = 107 кг;
mвм - масса входного модуля, mвн = 9,5 кг;
mдв - масса двигателя, для двигателя ПЭД22-117, mдв = 155 кг;
mпр - масса протектора, mпр = 40 кг;
mк - масса компенсатора, mк = 21 кг;

Ст = 9,81*((107+107+9,5)+155+40+2,1) = 4311 кг

4. Определим осевое напряжение в опасных сечениях корпуса

где F/к – площадь ослабленного сечения корпуса по наружному
диаметру резьбы


Где dрез – наружный диаметр резьбы корпуса, принимаем dрез=0,083м


5. Определим тангенсальное напряжение в опасных сечениях корпуса

где S – толщина корпуса в опасном сечении, S = 0,004 м;
μ - коэффициент Пуансона, для стали 45 μ = 0,28


6. Вычисляем эквивалентное напряжение по энергетической теории



7. Определим коэффициент запаса прочности

где ل т – предел текучести, для стали 45 ل т = 360 МПа



Вывод: выбор данного материала корпуса насоса, а также выбор его основных размеров удовлетворяет условие прочности, следовательно корпус выдержит рассчитанные нагрузки.



















11.2 Расчет вала насоса на прочность
[расчеты ведутся в соответствии с литературой (14)]
При работе погружного центробежного насоса вал подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки при осевых опорах, расположенных снизу, а также поперечных сил при потере устойчивости вала под действием центробежных сил при потере устойчивости вала под действием центробежных сил.
Расчеты на прочность валов рекомендуется производить по допускаемым напряжениям с большими запасами, исходя из максимального крутящего момента при установившейся работе.
При запуске насоса у вала создаются весьма опасные динамические нагрузки, которые превосходят установившиеся при работе насоса.
1. Момент на валу электродвигателя в период разгона
Мдв =
где М1 - момент при вращении ротора против поля, М1 = 167 Н*м
М2 - момент при вращении ротора по полю, М2 = 12,4 Н*м

Значения моментов М1 и М2 получены опытным путем у электродвигателя ПЭД22-117, номинальное напряжение в обмотке статора U = 750В, сила тока I = 152,5 А.
Температура опыта составила 43 0С

2. Для определения максимального момента на валу насоса необходимо знать величину суммарного момента трения и момента сопротивления насоса.
Момент трения ΣМт = Мтст * z + Мподш + Мпят.,
где z – число рабочих колес в насосе, z = 109;
Мтст – момент трения в ступицах и опорных шайбах рабочих колес,
Мтст = 0,03 Н*м;
Мподш – момент трения в подшипниках,
Мподш = n1*М1n + n2*М2n = 2*0,5 + 2*0,7 = 2,4 Н*м,
где n1- число металлических подшипников, имеет два опорных
подшипника, поэтому n1= 2
М1n – момент сопротивления (трения) металлического подшипника,
М1n = 0,5 Н*м;
n2 – число резинометаллических подшипников, n2 = 2
М2n - момент трения резинометаллических подшипников,
М2n = 0,7 Н*м
Мпят - момент трения в опорных пятах,
Мпят = (Рв+Ррк)*R* s = (127,5+320,8)*0,025*0,7=3,9 Н*м,
где Рв = вес вала насоса,
Рв = q*mв = 9,81*13 = 127,5 Н,
Ррк – вес рабочих колес, Ррк = q*mк*nк = 9,81*0,3*109 = 320 м
mв – масса вала, mв = 13 кг;
mк – масса колеса, mк = 0,3 кг;
nк - число рабочих колес, nк = 109
R – приведенный радиус пяты, R = 0,025 м
ΣМт = 0,03*109 + 2,4+ 3,9 = 9,6 Н*м
Момент сопротивления насоса
Мн = (Мн.н - ΣМт) * + ΣМт ,
где Мн.н – момент на валу насоса при номинальном числе оборотов,
Мн.н = 71,2 Н*м;
n – переменная частота вращения вала;
n = 1,2 ÷1,5 n0, принимаем n = 2950 об/мин
Мн =
3. В период пуска избыточный момент равный разности вращающегося момента на валу двигателя (Мq) и момента сопротивления на валу насоса затрачивается на ускорение движения ротора двигателя и ротора насоса. На ускорение собственного ротора насоса расходуется лишь доля избыточного момента, определяемая соотношением моментов инерции
Мдин.н. =(Мq-Мн)* = (145-72.9)* = 9.37Н*м

где, Jн и Jq – момент инерции сечения вала насоса и двигателя,
Jн = , Jq = ,

где dн – диаметр вала насоса dн = 0,017;
dq - диаметр вала электродвигателя, dq = 0,027

4. На вал насоса при спуске в каждое мгновение действует момент
Мс =Мн+(Мq- Мн)* = 72,9+9,37 = 82,3 Н*м;

Значение момента при спуске насоса превышает значение момента при установившемся режиме работы поэтому расчет вала будем проводить со значением ммента при спуске.
5. Определим наибольшее значение напряжения при кручении вала насоса
,

где r – радиус сечения, r = = 0,0085 м;
jв - полярный момент инерции вала насоса,


jв = = = 8*10-9 м4;

λмах = = 87,4 МПа

6. Допускаемое напряжение на кручение
[λ] = МПа ;

где λт = (0,5 ÷0,6) δт

для материала вала стали 38ХА
δв = 980 МПа, δт = 880 МПа;
λт = 0,55*880 = 484 МПа;
к – коэффициент запаса прочности, принимаем к = 2,5
[λ] = = 193,6 МПа

Сравнивая λмах и [λ] видно, что λмах << [λ]

Вывод: материал вала подобран правильно, поэтому прочность обеспечивается.

Вал насоса имеет по своей длине шпоночную канавку под призматическую шпонку, которая передает крутящий момент от вала к рабочим колесам. Рассчитаем шпонку по допускаемым напряжениям на снятие.


7. Задаемся предварительно размерами шпонки
высота шпонки h = 6 мм;
ширина шпонки в = 6 мм;
размеры канавки на валу
глубина паза на валу t1 = 3,5 мм;
длина шпоночного паза lн = 3114 мм;
глубина паза на рабочем колесе t2 = 2,8 мм;
Выбираем шпонку длиной l1 = 3110 мм.
Напряжение смятия
δсм = ≤ [δсм]

где Асм – площадь смятия,
Асм = (h-t1)*l1 = (6-3,5)*3110 = 7775 м2;
F – сила передающаяся от вала к колесу,
F = Н,

где Т – крутящий момент передаваемый валом,
Т = Мв = 82,3 Н*м
F = = 6,1 кН

Принимаем для колес выполненных из чугуна

[δсм] = 50 МПа
δсм = = 0,785 МПа

δсм << [δсм]

Для рациональности выберем шпонку с меньшим сечением:
принимаем в=1,6 мм, h = 1,6 мм, t1 = 0,9 мм, t2 = 0,9 мм;
проверим на срез
Асм = (h-t1) l1 = (1.6-0.9)*3110 = 2177 мм2
δсм = = 2,8 МПа

δсм << [δ ]
Вывод: шпонка с таким сечением будет обладать прочностью и надежностью.
Уменьшение размеров сечения шпонки не желательно, так как это приведет к трудности при сборке этого соединения.


















11.3 Расчет гидравлической части насоса.
[расчеты ведутся в соответствии с литературой (11)]

В расчете гидравлической части насоса входит расчет на прочность канала рабочего колеса, определение геометрических размеров рабочих органов.
При расчете проточных каналов прежде всего определяют размеры меридианного сечения рабочего колеса и отвода. (рис 4)


Рис.4

Исходные данные:
подача Q = 50 м3/сут = 5,79*10-4 м3/сек
напор H = 1100 м,
число рабочих колес N = 220
напор одной ступени Hст = 5 м
частота вращения вала электродвигателя n = 2950 мм-1 = 49,2 об/сек
плотность перекачиваемой жидкости q = 1100 кг/м3
угловая скорость вращения ω = 2πn = 2*3,14*49,2 = 308,9 рад/с

Расчет:
1. Коэффициент быстроходности

где Нст – напор, создаваемый одной ступенью, м;
Нст = 5 м
N – частота вращения колеса, об/сек; n = 49,2 об/сек
Q – подача насоса, м3/сек; Q = 5,79*10-4 м3/сек
Q – ускорение силы тяжести, м/с2; q = 9,81 м/с2
2. Расход жидкости в каналах рабочего колеса

Qк = ς об – объемный коэффициент полезного действия; по формуле А.А. Ломакина
ς об = 1+(l/(6*10-3(ns)-2/3 ) = 1+(1/(6*10-3(0,064)-2/3 ) = 0,96

Qк = Q /ς об = 5,79*10-4 /0,96 = 6*10-4 м3/с


3. Приведенный диаметр входа в рабочее колесо находим по одному из критериев подобия

Q /(nО13пр) = const



где ввх – коэффициент входа; ввх = 0,9 ÷ 1,28
принимаем ввх = 0,95
4. К.П.Д. насоса
ς = ς r * ς об * ς м ,
где ς r – гидравлическая составляющая общего к.п.д.,
ς об - объемный к.п.д.
ς м – механический к.п.д. принимаем ς м = 0,9
ς r = 1- 0.42/(lgD1пр – 0,172)2 = 1 - 0.42/(lg 0,022 – 0,172)2 = 0,87

ς = 0,87*0,96*0,9 = 0,75

5. Мощность насоса (потребляемая насосом)
N = H/(Qк*ρ*g ς )= 1100/(6*10-4*1100*9,81* 0,75) = 9496,08 Вт;

принимаем N = 9,5 кВт
Н – ощий напор насоса, μ; Н = 1100 м
ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3; ρ = 1100 кг/м3

6. Диаметр вала
, принимаем dв = 17 мм

где [r] – допускаемое напряжение материала вала на кручение, принимаем [r] = 40*106 Па
7. Внешний диаметр втулки
dв = (1,20 ÷ 1,35) dв = 1,35 * 17 = 23 мм
т.к вал достаточно малого размера принимаем коэффициент равным 1,35
8. Диаметр входа в колесо

где Со – осевая скорость жидкости на входе, м/с;







9. Диаметр колеса у входной кромки лопасти

D1 = (0,8÷0,9) Dо = 0,8 *0,034 = 0,027 м = 27 мм
10. Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти
в1 = Qк /πD1Cом = 6*10-4/(3,14*0,027*1,13) = 0,0064 = 6,4 мм
где Сом – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходного сечения, принимаем Сом = Со.
Дальнейшие расчета выполняются методом последовательного приближения, так как для определения влияния конечного числа лопастей на напор насоса необходимо знать основные размеры колеса, которые в начале расчета неизвестны.
11. Угол входной кромки лопасти определяется:
β1л = β1 + δ
где δ – угол атаки, δ = 5÷100, для повышения кавитационных качеств колеса примем δ = 150
Угол β1 определяется:
tg β1 = С1м/U1; С1м = R1Сом, U1 = ωD1/2
где R1 – коэффициент стеснения, R1 = 1,1 ÷125
принимаем R1 = 1,2
С1м = R1Сом = 1,2 * 1,13 = 1,36 м/с,

U1 = (308,9*0,027)/2 = 4,17 м/с

tg β1 = С1м / U1 = 1,36/4,17 = 0,325

угол β1 = 180
β1л = β1 + δ = 180 + 150 = 330

12.  Определим средний внешний диаметр колеса D2, для этого определим:
теоретический напор Нт = Нст/ςr = 5/0,75 = 6,7 м
коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса
Ĉ2n = 2(1-ρк) = 2(1-0,75) = 0,5
где ρк – коэффициент реакции, принимаем ρк = 0,75
9,81*6,7
окружная скорость U2 = √gHт/ĉ2n = 0,5 = 11,5 м/с

отсюда D2 = 2Н2/ω = 2*11,5/308,9 = 0,074 м = 74 мм
13.  Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти

в2 = Qк/πD2С2м∞ = 6*10-4 (3,14*0,074*1,13) = 0,0023 = 2,3 мм
где С2м∞ - меридиальная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с;
С2м∞ = (0,8÷1,1)Сом = 1,13 м/с

14.  Угол выходной кромки лопасти β2 находим из планов скорости W1 и W2 с учетом коэффициентов стеснения

где W1/ W2 – принимает равным 1,12;
R2 – коэффициент стеснения, R2 = 1,04 ÷1,1
принимаем R2 =1,06
угол β2 = 260 341
15. Оптимальное число лопастей дает формула К.Пфлейдерера:

принимаем z = 8
где k – коэффициент зависящий от конструктивных особенностей колеса, для колес с лопастями выполненных из листа с малой толщиной
k ≥ 8;
принимаем k = 8

16.  Теоретический напор колеса при бесконечном числе лопастей
Нрт = (1+р) Нт ,
где ;

ψ = (0,55÷0,65)+0,6 minβ2 = 0,6+0,6 min 26,56 = 0,87


Нрт = (1+ р)Нт = (1+0,36)*6,7 = 9,1 м
17. Проводим проверку расчета и при необходимости проводим уточняющий расчет.
Находим С2m = k2 * C2m∞ = 1.13*1.06 = 1,2 м/с
Основное уравнение потока и треугольник в плане скоростей на выходе из колеса дает следующее уравнение:

Н р т = (И22 / g) - (И2С2m /g tg β1)

Решаем квадратичное уравнение относительно И2

Далее определяем

Р 2.2 = 2 И2.2 / w = (2*10,58)/308,9= 0,069 м

Уточняем величину в2
Находим новые значения коэффициентов k1 и k2 
k1,2 = 1-1/( zΛS1) = 1- 1/(8*0,002) = 1.53
πD1minβ 3,14*0,027*sin330
где S1 – толщина лопаток на входе, м; S1 = 0,002 м
S2 - толщина лопаток на выходе, м; S2 = 0,0018 м

k1,2 = 1 – 1/ (zΛS2/ πD2sinβ2) = 1 – 3.14*0.074*sin26051/8*0.0018 = 1,16

Относительные скорости

ω1,2 = С1m / k1,2 (minβ1Λ) = 1,36/(1,53 *sin330) = 3,82 м/с


ω2,2 = С2m /k2,2 (sinβ2) = 1,2/(1,16 *sin25,56) = 3,11 м/с

Значение коэффициентов k1,2 и k2,2 значительно отличается от коэффициентов k1 и k2
Необходимо сделать пересчет
Принимаем k1 = 1,53 k2 = 1,16
112. Угол входной кромки лопасти
β1Λ = β1 + δ
С1m = k1 – Соm = 1,53 * 1,13 = 1,72 м/с

U1 = ωD1/2 = 308,9 * 0,027/2 = 4,17 м/с

tg β1 = С1m /U1 = 1,72/4,17 = 0,4166
принимаем β1 = 28031

угол атаки δ = 110571
β1Λ = 22031 + 110571 = 340

122. Средний внешний диаметр колеса

D2 = 2U2/ω = 2*11,5/308,9 = 0,074 м = 74 мм

132. Ширина канала рабочего колеса

в2 = Qк /( πР2С2m∞) = 6 * 10-4 / (3,14*0,074*1,24) = 0,002 м = 2 мм;

где С2m∞ = (0,8÷1,1), Соm = 1,1*1,13 = 1,24 м/с
142. Угол входной кромки лопасти β2

принимаем β2 = 220

152 Число лопастей


принимаем ZΛ = 8

162 Теоретический напор

Нрт = (1+р) Нт ,






Нрт = (1+р) Нт = (1+0,2)* 6,7 = 8,04 м

Проверка расчета:

С2m = k2* C2m∞ = 1.16 * 1.2 = 1.44 v/c


Hрт = (U22 /g) - (U2C2m /g tg β2)


Определяем D2.2 = 2 U2.2/ω =2*10.84/308.9= 0.07 м = 70 мм

k1,2 = 1 –1/ (zΛ*S1/πD1 sinβ1Λ) = 1-1/ (8*0.002/3.14*0.027min34) = 1.51

k2.2 = 1-1/( zΛ*S2/ πD2 sinβ2) = 1-1/(8*0.0018/3.14*0.074*min22) = 1.198

ω1.2 = C2m /(k1,2 *sinβ1Λ) = 1.72/(1.51 *sin34) = 4.64 м/с

ω 2.2 = C2m /(k2,2 *sinβ2) = 1.72/(1.198 *sin220) = 4.6 м/с
Уточняем в2

в2 = Qк /(πD2 C2m∞) = 6*10-4/ (3,14*0,07*1,24) = 2,2*10-3 м = 2,2 мм

Результаты расчета 2-го приближения
С1m= 1,72 м/с С2m = 1,44 м/с
β1Λ = 360 Ζn = 8
в2 = 2,2 мм И рт = 8,04
И2 = 10,84 м/с Р2= 0,07 м
к1 = 1,51 κ2 = 1,198
ω1 = 4,64 м/с ω2 = 4,6 м/с

На основе опытных данных ширина лопаток рабочего колеса не должна быть меньше 3,6 мм.
Принимаем в2 = 4 мм
Результаты расчета геометрических размеров колеса
D1 = 0.027м Р2 = 0,07 м β2 = 220
в1 = 6,4мм в2 = 1,198 S2= 1,8 мм
β1Λ = 340 ω2 = 4,6 м/с ΖΛ = 8
S1 = 2 мм в2 = 4 мм














11.4 Расчет фланцевого соединения.
[расчеты ведутся в соответствии с литературой (12)]
Фланцевое соединение, используемое в погружном насосе относится к контактирующим фланцевым соединениям (Рис.5).


Рис.5


Рассчитаем суммарное усилие для фланцевых болтов.
Qс = ,
Где к – коэффициент затяжки, примем к = 2;
D к – диаметр уплотнительного кольца, D к = 0,064 м;
Р – рабочее давление, примем Р = 20МПа;
l 1 = расстояние от средней окружности трубы до окружности осей болтов, l 1 = 0,018 м;
l2 – расстояние от наружной окружности фланца до окружности осей болтов, принимаем l2 = 0,01 м;
Qс = = ,
Эта формула учитывает, что в предельном состоянии раскрытие стыка происходит при повороте относительно точки О1.
12 Условие прочности фланцевых болтов
δ = (0,6/0,8)δт
где Ζ – число болтов в соединении, Ζ = 6;
d1 – внутренний диаметр резьбы болта,
d1 = 0,011м;
Материалы болта сталь 40Х, δ = 750 МПа;
δ = = 180,7 МПа

Коэффициент запаса прочности
( 0,6/0,8) δт 0,7*750
К1 = δ = 180,7 = 2,9

Значение К 1 не должно быть меньше допустимого, [ К] = 1,5
Вывод: размер и материал болтов, а также количество обеспечивает прочность. Коэффициент запаса прочности выбирается значительно, так как в этом соединение при монтаже агрегата и его спуске в скважину возникают высокие переменные нагрузки .
При расчете на прочность фланец рассматривают как стержень, заделанный в сечении АВ и упруго связанный с трубой.
Из рисунка предложенного выше видно, что верхний и нижний фланец отличаются друг от друга, но верхний фланец имеет меньшую площадь и размер h1, поэтому расчет будем вести только для фланца с меньшей площадью сечения.
13 Изгибающий момент в сечении АВ
М = рl
где р = - внешнее усилие, действующее на фланцевое соединение;
η – коэффициент уменьшения изгибающего момента (0,5 ≤ η ≤ 1) за счет упругой связи фланца и трубы.
η = ,
где λ = ,
S – толщина трубы, принимаем S = 0,01 м;
с – диаметр отверстия под болт, с = 0,013 м;
rтр = - средний радиус трубы, rтр = 0,024 м;
h1 – толщина фланца, h1 = 0,013 м
Dδ – диаметр окружности осей болтов, Dδ = 0,083 м;

λ =

Ŋ = = 0,73
М = 0,73 * * 2 * 107 * 0,018 = 845 Н
4. Напряжение изгиба во фланце ( в сечении АВ)

δи = ≤ 0,6 δв

материал фланца сталь 45 δв = 880 МПа

δи = = 164,3 МПа
Следовательно прочность в этом сечении обеспечивается.

5. Изгибающий момент в сечении LN трубы
М1 = = 312,5 Н*м

6. Напряжение изгиба в сечении LN
σи1 = ≤ 0,6 δв

σи1 = = 124,4 МПа

124,4 < 528
В сечение LN прочность обеспечивается. Остальные сечения фланца имеют большие размеры поэтому рассматривать их не имеет смысла.










8.5 Определение мощности трансформаторной подстанции.
[расчеты ведутся в соответствии с литературой (11)]
После монтажа установки на устье скважины необходимо произвести правильное подключение электродвигателя к источнику питания. Для преобразования электроэнергии в промышленной сети и для питания погружного электродвигателя применяют трансформаторы типа ТМПН, а для защиты и управления комплектные устройства типа ШГС.
Для правильного выбора трансформатора необходимо сделать расчет определяющий необходимую мощность трансформатора, которая требуется для нормального режима работы установки.
Определим мощность трансформатора, если известно:
электродвигатель ПЭД 22 – 117;
длина кабеля l = 1100 м;
кабель марки КПБК 3*16;
Мощность трансформатора
S = кВт,
где Рдв – номинальная мощность на валу погружного электродвигателя,
Рдв = 22 кВт;
η – номинальный К.П.Д. погружного двигателя, η = 0,845;
cos γ – номинальное значение коэффициента мощности погружного
двигателя, cos γ = 0,85;
к – коэффициент запаса, к = 1,1 ÷ 1,2, принимаем к = 1,2;
∆Ркаб – потери мощности в кабеле
∆Ркаб = 3J2дв * R * 103 кВт,
где Jдв – номинальный ток погружного двигателя, Jдв = 24А;
R – сопротивление одной жилы кабеля,

R = = 0.177 Ом

где l - длина кабеля, l = 1100 м;
S – сечение жилы кабеля, S = = 201 мм2
g – удельное сопротивление кабеля при 600С,
принимаем g = 0,0213 Ом*мм2/м
∆Ркаб = 3*242*0,117*103 = 0,2 кВт,
тогда S = * 1,2 = 37 кВт

Выбираем из ряда ближайший по мощности трансформатор.

Трансформатор ТМПН 40/1.
Номинальная мощность 40 кВт
Номинальное напряжение:
в первичной обмотке 380 В
во вторичной обмотке 463 В

Выбираем также станцию управления
ШГС 5805 – 49АЗУ1
номинальный ток силовой цепи 50А,
номинальное напряжение силовой цепи до 2300 В.