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

Расчетная часть-Расчет электроцентробежного насоса ЭЦН: Расчет рекомендуемого количества добавляемых ступеней, Гидромеханический расчет ступени газосепаратора, Построение меридианного профиля рабочего колеса, Прочностные расчеты деталей газосепаратора-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
3.1 Расчет рекомендуемого количества добавляемых ступеней

Исходные данные:
Qнас = 125 м3/сут, (подача насоса);
Ннас = 1250 м, (напор насоса);
Z = 234 шт, (общее количество ступеней насоса);

Определим напор одной ступени насоса:
; (3.1)


Определяем рекомендуемое число ступеней большей подачи установленных в газосепараторе:

(3.2)

h =
где: Р2 – давление на выходе последней приемной ступени,
Р1 – давление на приеме насоса,
Рк – давление развиваемое одной приемной ступенью.






3.2 Гидромеханический расчет ступени газосепаратора

Расчет основных размеров рабочего колеса
Внутренний диаметр корпуса ступени:
Dвн.ст.=Dвк-2δк , (3.3)
где Dвк – внутренний диаметр корпуса, Dвк=0,09м;
δк – толщина стенки корпуса ступени, δк =0,003 м.
Dвн.ст.=0,09-2·0,003=0,084м.
Наибольший диаметр рабочего колеса:
(3.4)
где S – радиальный зазор между стенкой ступени и рабочим колесом,
S=0,003м.

Приведенная подача рассчитываемой ступени:
(3.5)
где n – число оборотов единичного колеса, n=2950 мин-1,
Q – подача, Q=25О м3/сут
357 м3/сут = 4,14л/сек.
Диаметр втулки при входе в рабочее колесо:
(3.6)
где kdвт– коэффициент соответствующий полученному значению Qприв. kdвт = 0.36

Наибольший диаметр входных кромок лопастей:
(3.7)
где KD1max– коэффициент, соответствующий полученному значению Qприв,

KD1max=1.72


Диаметр входа в рабочее колесо:
(3.8)
где KD0 – коэффициент входа в рабочее колесо, KD0=0,98

Наименьший диаметр выходных кромок лопастей:
(3.9)
где Fприв – приведенная площадь безлопаточного кольца между стенкой корпуса ступени и ободом верхнего диска рабочего колеса, Fприв=0,0022 мм2.

Наименьший диаметр входных кромок лопастей:
(3.10)
где KD1min – коэффициент для данной Qприв, KD1min=0,72

Высота канала на выходе рабочего колеса:
(3.11)
где Kb2 – коэффициент, определяющий высоту выхода из рабочего колеса, Kb2=0,086
.
Высота канала на входе в рабочее колесо:

(3.12)

где Kb1 – коэффициент, определяющий высоту канала на входе в рабочее колесо, Kb1=0,136
м
Коэффициент быстроходности ступени:
, (3.13)
где H – напор ступени газосепаратора:
(3.14)
где U2max – окружная скорость, м/с,
Ku2max – коэффициент окружной скорости, Ku2max=1,32.
g – ускорение свободного падения, g=9,81 м/с2.
(3.15)




3.2.2 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

Определение напора одной ступени
Напор одной ступени:
(3.16)
где C2U – абсолютная скорость, м/с, C2U =9,13м/с.

Определяем высоту ступени:
(3.17)
где lприв – приведенная высота ступени, lприв=0,045м.


Высота межлопаточных каналов направляющего аппарата:
(3.18)
где b3пр – коэффициент приведенной средней высоты каналов направляющего аппарата, b3пр=8.6

Диаметр диафрагмы направляющего аппарата:
(3.19)
где Fприв=2450 10-6 м2.


3.3 Прочностные расчеты деталей газосепаратора

Сила, действующая вдоль оси газосепаратора:
(3.20)
где Т – усилие, предварительной затяжки, Н,
Рv – усилие, передающееся на корпус от действия гидравлической нагрузки, Н,
G – вес погружного агрегата, Н.
(3.21)
где К – коэффициент запаса плотности стыка, К=1,4,
х – коэффициент основной нагрузки,
Рn – гидравлический напор, Н.
(3.22)
где ЕК – модуль упругости материала корпуса,
Ена – модуль упругости материала направляющего аппарата,
FК – площадь сечения корпуса,
Fна – площадь сечения направляющего аппарата.
(3.23)
,
(3.24)




(3.25)
где r – внутренний радиус газосепаратора, r=0,04 м,


(3.26)


Осевые напряжения, действующие в опасном сечении корпуса:
(3.27)
где Fk – площадь ослабленного сечения корпуса с учетом технологических отклонений, м2.
(3.28)
где Dн – наружный диаметр,
δр – допуск наружного диаметра корпуса,
dp – наружный диаметр резьбы,
δр – допуск размера резьбы,


Определение тангенциальных напряжений:
(3.29)
где S – толщина стенки корпуса в ослабленном сечении с учетом технологических отклонений,
μ – коэффициент Пуассона.
(3.30)
где ΔS – допустимая разрозненность корпуса, ΔS=0,8 10-3м.


Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса:
(3.31)

Коэффициент запаса прочности:
(3.32)
где σТ – предел текучести стали 45, σТ=350 МПа.

При нормальной работе вал подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузке на верхний торец вала и радиальной нагрузке.
Размер вала по внутреннему диаметру шлицов:
(3.33)
где Мкрmax – максимальный крутящий момент, Нм,
τкр – касательная напряжения.
, (3.34)
где ω – угловая скорость.


(3.35)
где σТ – предел текучести материала вала,
n – коэффициент запаса прочности, n=1,5.


Радиальная нагрузка, действующая на шлицевой конец вала:
(3.36)
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.
(3.37)
где a – ширина шлица,
D – наружный диаметр шлицов,
Z – число шлицев.
м4 ;

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

(3.38)
Максимальный изгибающий момент:
Mизг.max= (P1+P2)· l, (3.39)
где l – расстояние от точки приложения силы до кольцевой проточки,
l=0,035м.

Напряжение изгиба в опасном сечении:
(3.40)
где Wx – осевой момент сопротивления шлицев вала в месте проточки.
(3.41)


Напряжения кручения:
(3.42)
где Wp – поперечный момент сопротивления, м3.
(3.43)


Эквивалентное напряжение:
(3.44)

Коэффициент запаса прочности:
(3.45)
где σТ – предел текучести стали 38ХА, σТ=950 МПа.