Расчетная часть-Расчет Электроцентробежного насоса ЭЦН 5А – 400 – 2400/03 – 003-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет Электроцентробежного насоса ЭЦН 5А – 400 – 2400/03 – 003: Гидравлический расчёт ступени насоса, Построение меридианного профиля рабочего колеса, Расчет направляющего аппарата, Прочностные расчеты деталей насоса, Расчет вала насоса, Расчет корпуса клапана на прочность, Расчет присоединительной резьбы клапана на прочность-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ
3.1 Гидравлический расчёт ступени насоса

Исходными данными для расчета является номинальная подача
Q = 400м3 /сут и напор Н = 2400 м.
Внутренний диаметр корпуса ступени находят по уравнению:

Dвс = Dвк - 2∙к,       (3.1)
где Dвк - внутренний диаметр корпуса насоса, а следовательно
и наружный диаметр корпуса ступени, Dвк=0,09 м;
k-толщина стенки корпуса ступени k=3м.

Dвс = 0,09 - 20,003 = 0,074

Определяем наибольший внешний диаметр рабочего колеса:
D2мах = Dвс - 2∙S,       (3.2)
где S-радиальный зазор между внутренней стенкой корпуса ступени и наибольшим диаметром рабочего колеса, S = 0,003 м.

D2мах=0,084-20,003=0,08 м

Определяем приведенную подачу рассчитываемой ступени:

Qпр = 2400/n(90/ D2мах)3Q,     (3.3)

где n - скорость вращения рабочего колеса насоса, n=2910 об/мин;
Q - подача насоса, Q =400 м3/сут



Qпр = (2400/2910)(90/78)3400 = 506,7 м3/сут
 
Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
Dвт = kdвт D2мах,      (3.4)
где kdвт - коэффициент, соответствующий полученному значению Qпр,
kdвт = 0,282.
Dвт = 0,2820,078 = 0,0022 м

Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей:
D1мах = D2мах/kD1max,      (3.5)
где kD1max = 1,57 - коэффициент соответствующих полученному значений Qпр.
D1мах = 0,078/1,57 = 0,0497 м

Определяем диаметр входа в рабочее колесо:
D0 = kD0D1max,     (3.6)
где kD0 = 0,96 - коэффициент входа в рабочее колесо.
D0=0,960,0497=0,415 м
Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса:

(3.7)
где Fприв = 0,0000282 м2 - приведенная площадь безлопаточного кольца между стенкой корпуса ступени Dвн.ст и ободом верхнего диска рабочего колеса.

м


Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей:

(3.8)
где KD1min - коэффициент для данного Qпр, KD1min=0,64.



Определяем высоту канала на выходе из рабочего колеса:

((3.9)

где Kb2=0,14 - коэффициент, определяющий высоту канала b2 на выходе из рабочего колеса.
м

Определим высоту канала на входе в рабочее колесо:

((3.10)
где kb1 = 0,178 - коэффициент, определяющий высоту канала на входе в рабочее колесо.
м

Определяем коэффициент быстроходности ступени:

(3.11)
где Qпр - подача насоса Q=0.0051 м3/сек;
H - напор ступени насоса, м.

(3.12)


где U2max - окружная скорость на диаметре D2max рабочего колеса;
KU2max - коэффициент окружной скорости при выходе из рабочего колеса, KU2max=1,32.

(3.13)
где n = 2910 об/мин - скорость вращения рабочего колеса.

м/сек

Подставив полученное значение U2мах и KD2мах в формулу (3.12), получим:
м

Тогда коэффициент быстроходности будет:



3.1.1 Построение меридианного профиля рабочего колеса

Параллельно оси колеса (рисунок 3.1) на расстояниях, равных половине внутреннего dв и наружного dвт диаметров втулки колеса и половины диаметра входа в колесо D0 проводят прямые линии. Выбрав на оси колеса точку 1, откладывают от неё вдоль оси отрезки 1-2 и 1-3, равные высоте канала на выходе b2 и на входе b1. Из точек 1, 2 и 3 проводят перпендикуляры к оси колеса. На перпендикуляре 1 на расстоянии D2min/2, от оси откладывают точку а, на перпендикуляре 2 на расстоянии D2max/2 от оси точку b.
Соединив a и b, получим выходную кромку лопасти рабочего колеса. Затем точку с пересечения перпендикуляра 3 и прямой D0 соединяют с прямой ba и сопрягают прямые bc и D0 радиусом r = 1...2 мм. Получаем внутреннюю поверхность ведомого диска рабочего колеса. Затем радиусом r2 сопрягают перпендикуляр 1 с прямой dвт. Определяя тем самым внутреннюю поверхность ведущего диска рабочего колеса. Длину входного участка ведомого диска, а также толщину дисков рабочего колеса выбирают конструктивно.


Рисунок 3.1 - Меридианный профиль

Построение профиля лопасти. Для построения профиля лопасти на плане колеса сначала строят среднюю линию профиля. На меридианном сечении колеса берется линия ad поверхности ведущего диска колеса. Эта линия разделяется на несколько небольших равной длины отрезков 0-1, 0-2, 0-3 и т.д. Ряд параллельных линий 0, 1, 2, 3 и т.д., отстоящих на одном и том же расстоянии друг от друга, будем считать спрямленными следами сечения рабочего колеса, аксиальными цилиндрическими поверхностями радиуса r0, r1, r2 и т.д., ось которых совпадает с осью колеса.
 Между линиями 0 и 8, проходящими через входную и выходную кромки лопасти, строят развертку средней линии профиля (рисунок 3.2).
 Для этого на сетке откладывают под углами 1 и 2 конечные элементы средней линии профиля. Соединяем их плавной линией.

Рисунок 3.2 - Развертка средней линии профиля лопасти

Из точек а0, а1, а2 и т.д. пересечения средней линии с горизонталью опускают перпендикуляры до пересечения с ближайшими нижними горизонтальными линиями b1, b2, b3 и т.д. Развернутую на плоскости среднюю линию профиля лопасти переносят на план рабочего колеса (рисунок 3.3).
Для этого на плане рабочего колеса радиусами r0, r1, r2 и т.д. проводят концентрические окружности 0, 1, 2, 3 и т.д. Выбирают на окружности r0 точку а0 и опускают из неё перпендикуляр до пересечения с окружностью r1 в точке b1. От точки b1 откладывают по окружности r1 в сторону вращения колеса отрезок а1b1, равный соответствующему отрезку. И так продолжают до переноса всей средней линии с развертки на план. Соединяя точки а0, а1 и т.д. на плане плавной линией, получаем среднюю линию профиля лопасти в плане по линии тока вдоль поверхности верхнего диска рабочего колеса.


Рисунок 3.3 - План рабочего колеса

Определяем напор одной ступени:
Напор ступени определяем из графического изображения скоростей движения жидкости в рабочем колесе (рисунок 3.4).


(3.14)
где U2 - окружная скорость в м/сек на выходе из канала рабочего колеса;
С2u - абсолютная скорость в м/сек.
Окружная скорость равна:


(3.15)

где D - диаметр рабочего колеса, м.

м/сек
 
Абсолютная скорость равна:

(3.16)

где Q - подача насоса, Q = 0.0051 м3/сек;
F - площадь живого сечения потока жидкости, выходящего из рабочего колеса, м2.
,
(3.17)

где b2 - высота лопасти, м;
z - число лопастей, z = 8;
S2 - толщина лопасти.

м2
Подставив полученное значение в формулу (3.16), получим переносную абсолютную скорость:
м/сек
Меридиональную составляющую абсолютной скорости находим из
рисунка 3.4, С2U=8,34 м/сек.

Рисунок 3.4 - Графическое изображение скоростей движения
жидкости в рабочем колесе

Подставив полученное значение в формулу (3.14), получим:
м

3.1.2 Расчет направляющего аппарата

Определяем высоту ступени:
,

(3.18)
где lприв - приведенная высота ступени; lприв = 0,064 м.

м

Определяем высоту межлопаточных каналов направляющего аппарата:

(3.19)
где kb3 = 9,85 - коэффициент приведенной средней высоты каналов направляющего аппарата:
м

Диаметр диафрагмы направляющего аппарата:



(3.20)
где Fприв - приведенная площадь кольца между внутренней стенкой корпуса и диаметром диафрагмы направляющего аппарата. Fприв = 224510-6 м2.
м

Расчет числа ступеней производим исходя из значений напоров насоса и ступени:


(3.21)
где H - напор насоса, Н = 2400 м.
штук
Гидравлическая мощность находится из выражения:


(3.22)
где ж - плотность жидкости, ρж=950 кг/м3;
- КПД насоса, η = 0,93.

3.2 Прочностные расчеты деталей насоса
3.2.1 Расчет вала насоса

Сила, действующая вдоль оси насоса:

(3.23)

где Т – усилие, предварительной затяжки, Н,
Рv – усилие, передающееся на корпус от действия гидравлической нагрузки, Н,
G – вес погружного агрегата, Н.

(3.24)

где К – коэффициент запаса плотности стыка, К=1,4,


х – коэффициент основной нагрузки,
Рn – гидравлический напор, Н.

(3.25)

где ЕК – модуль упругости материала корпуса,
Ена – модуль упругости материала направляющего аппарата,
FК – площадь сечения корпуса,
Fна – площадь сечения направляющего аппарата.

(3.26)

,

(3.27)







где r – внутренний радиус насоса, r=0,04 м,





(3.28)





Осевые напряжения, действующие в опасном сечении корпуса:
(3.29)

где Fk – площадь ослабленного сечения корпуса с учетом технологических отклонений, м2.

(3.30)

где Dн – наружный диаметр,
δр – допуск наружнего диаметра корпуса,
dp – наружний диаметр резьбы,
δр – допуск размера резьбы,






Определение тангенциальных напряжений:

(3.31)

где S – толщина стенки корпуса в ослабленном сечении с учетом технологических отклонений,
μ – коэффициент Пуассона.

(3.32)

где ΔS – допустимая разрозненность корпуса, ΔS=0,8 10-3м.





Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса:

(3.33)




Коэффициент запаса прочности:

(3.34)

где σТ – предел текучести стали 45, σТ=350 МПа.



При нормальной работе вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузке на верхний торец вала и радиальной нагрузке.
Размер вала по внутреннему диаметру шлицов:

(3.35)

где Мкрmax – максимальный крутящий момент, Нм,
τкр – касательная напряжения.
, (3.36)

где ω – угловая скорость.





(3.37)

где σТ – предел текучести материала вала,
n – коэффициент запаса прочности, n=1,5.





Радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала:
(3.38)

где Е=2,1 105 МПа,
I – осевой момент инерции, м4,
ΔY=1 10-5м,
С – расстояние от центра подшипника до середины сочленения муфты и вала, С=0,05м.

(3.39)

где a – ширина шлица,
D – наружный диаметр шлицов,
Z – число шлицев.




Вторая радиальная нагрузка возникает в следствии неточности изготовления шлицев. Число шлицев, включенных в работу равно 0,8 от общего числа. Пять работающих дают нагрузку, равную 0,2Ропр.

, (3.40)



(3.41)



Максимальный изгибающий момент:

(3.42)


где l – расстояние от точки приложения силы до кольцевой проточки,
l=0,035м.



Напряжение изгиба в опасном сечении:

(3.43)
где Wx – осевой момент сопротивления шлицев вала в месте проточки.

(3.44)





Напряжения кручения:

(3.45)

где Wp – поперечный момент сопротивления, м3.

(3.46)





Эквивалентное напряжение:

(3.47)




Коэффициент запаса прочности:




3.2.2 Расчет корпуса клапана на прочность

Корпус клапанного узла выполняется в виде стальной трубы. На клапанный узел действует осевая сила равная весу всей скважинной установки, а также вес столба жидкости в колонне НКТ.

Qуст = 20700 Н

Определим вес жидкости в трубах, Н
,   (3.48)
  где плотность жидкости. =0,85 кг/м3;
g-ускорение свободного падения. g=9.8 м/с2;
dвн -внутренний диаметр труб. dвн=0.076 м;
Н-глубина спуска насоса. Н=1000 м.

На клапан действует осевая сила равная
Q=Qуст+P=20700+37769=58469 Н
Определим напряжение в опасном сечении корпуса клапанного узла
,     (3.49)
где Fоп – площадь опасного сечения корпуса, м2.



для стали марки Е
Корпус клапанного узла необходимо изготовить из стали марки Е

3.2.3 Расчет присоединительной резьбы клапана на прочность

Присоединение клапанного узла с колонной НКТ осуществляется посредством резьбового соединения. Зная наибольшую нагрузку на один виток резьбы, можно составить условие прочности этого витка на срез, смятие и износостойкость контактной поверхности резьбы.
Наиболее будут нагружены витки верхней резьбы, при помощи которой клапанный узел присоединяется при помощи которой клапанный узел присоединяется к колонне НКТ. На нее действует вес установки и вес жидкости в трубах НКТ.
     Q=Qуст+P=58469Н
 
Условие прочности резьбы на срез, МПа

,     (3.50)

где dвн–внутренний диаметр резьбового соединения, м;
S0-высота срезаемого сечения резьбы. S0=205 мм;
Кн - коэф., учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками. Кн=0,7;
Кп-коэф. неполноты резьбы . Кп=0,87.



Условие прочности резьбы на смятие, МПа

    (3.51)

 где d1-внутренний, средний диаметр вершин. d1=73 мм;
  d2-внутренний, средний диаметр впадин. d2=70 мм.

=552 МПа