499

Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС 38-154-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

ID: 176800
Дата закачки: 19 Января 2017
Продавец: lesha.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word

Описание:
Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС 38-154: Расчёт рабочего колеса, Выбор параметров и расчёт основных размеров колеса, Профилирование канала колеса в меридианном сечении, Расчёт отводящих устройств насоса, Расчёт модернизированного лопаточного отвода,  Расчёт спиральной части отвода, Расчёт диффузора и обратных каналов, Прочностные расчеты, Определение критической скорости вращения ротора, Определение сил, действующих на вал, Поверочный расчет размеров вала, Расчет стяжных шпилек-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Комментарии: 5 Расчёт основных параметров и размеров центробежного насоса



5.1 Расчёт колеса


Расчёт рабочего колеса состоит из следующих этапов:
- выбор и расчёт основных параметров и размеров;
- проектирование меридианного сечения и равноскоростного потока;
- проектирование решёток лопастей на поверхностях тока;
- расчёт структуры в ядре потока в круговой решётке на поверхности тока в слое переменной толщины;
- расчёт пограничного слоя и оценка энергетических качеств проточ-ной части колеса.
Все этапы проектирования колеса могу быть автоматизированы. Для этого сформированы математические модели проектирования проточной части и рабочего процесса, исследуемые в процессе математической опти-мизации по минимуму гидравлических потерь и обеспечения заданных энергетических и кавитационных параметров.


5.1.1 Выбор параметров и расчёт основных размеров колеса.


Исходными данными для расчёта колеса являются параметры насо-са:
напор, подача и высота всасывания:
Q – расход, = 38 м3/ч;
Н – напор, =154м;
n = 2950 mm-1;
Р - давление, = 1,54МПа
Скорость вращения выбирают исходя из следующих положений:
1. Чем больше коэффициент быстроходности, тем меньше размеры насоса, его привода и их стоимость.
2. Величина максимального значения КПД увеличивается с увеличе-нием коэффициента быстроходности.
3. С увеличением коэффициента быстроходности увеличивается кру-тизна напорной характеристики.
Вычисляют коэффициент быстроходности по формуле:

    (1)

где   - величина не должна быть меньше 40.



При расчеты коэффициента быстроходности не выполнено условие по для этого проведем дополнительный расчет.
Определим гидравлическую схему насоса (число ступеней, число по-токов колеса).
Для многоступенчатого насоса напор колеса

     (2)

где  i - число ступеней насоса, = 5.
Подача колеса с двухсторонним входом (двухпоточное колесо):

   (3)

где  К - число потоков колеса, К = 1.
Вычисляем коэффициент быстроходности при H1.

    (4)




Предварительное значение объёмного КПД



Гидравлический КПД

  (5)

где   - приведенный диаметр входа в колесо, мм.

  (6)

Предварительное значение механического КПД:



Величина полного КПД насоса:

   (7)

Потребляемая мощность на валу насоса:

 (8)

 Максимальная мощность. Потребляемая насосом, принимая в каче-стве расчетной:

    (9)


 где  К – коэффициент запаса, равный 1,4 – 1,05 при изменение мощности N от 1 до 50 кВт.
 Предварительный выбор скорости во входном отверстии колеса можно сделать по формуле:
 Диаметр вала колеса в первом приближении определяется из расчёта на прочность при кручении, затем проверяется на жёсткость и критическое число оборотов:

  (10)

где   - допускаемое напряжение на кручение: для стальных валов мно-гоступенчатых насосов - 4000-104 н/м2 .

 Крутящий момент на валу насоса:

   (11)

где   - угловая скорость вращения вала,

.   (12)

 Радиус расположения средней точки входной кромки лопатки R1 вы-бирают в зависимости от величины коэффициента быстроходности .
 Так, для колёс с 90, обладающих обычными кавитационными качествами, выбирают:

. (13)

где  принимаем D1=2-R1=2·0,0325 = 0,065 м.

 Ширина в1 канала колеса в меридианном сечении на входе на лопасть определяется из уравнения сплошности потока по значению скорости Vm, до стеснения сечения полостями, которую выбирают обычно равной ско-рости V0

  (14)

где  Vm1=V0-4,6 м/с

 Меридиональная составляющая скорости с учётом стеснения:

l,13-4,6=5,19 м/с.   (15)

где  К1 - коэффициент стеснения потока лопастями в первом приближении принимают равным 1,1 1,15.
 Окружная скорость в точке пересечения средней линии тока с вход-ной кромкой лопасти:

. (16)

 Тангенс угла безударного поступления потока на лопасть определя-ют по формуле:

.   (18)

 Определяем угол 27,4. Угол наклона лопасти на входе

.    (19)

где   - угол атаки принимают равным 3 - 8.

 Меньшее значение выбирают для колёс, больших . При этом должен быть не менее 20 .
 Выходной диаметр рабочего колеса определяют мето-дом
последовательных приближений.
 Теоретический напор колеса при условии VH1=О

     (20)

где  KГU - коэффициент окружной составляющей скорости, определяем по формуле:



 Окружная скорость на выходе из колеса

.    (21)

 Выходной диаметр колеса в первом приближении

;    (22)

 принимаем

.     (23)
 
 Рабочие колёса большинства выпускаемых в настоящее время цен-тробежных насосов имеют от 5 до 8 лопастей. В диапазоне коэффициента быстроходности = 80 + 150 число лопастей ZK =7 8. Геометрические параметры колеса выбирают так, чтобы выполнялось условие QKP< Qопт по-лучают в виде



2,5·0б08352·0,009·308,7·sin2·24,5<1,46·10-5·82,41,58·25,8·0,1672
    0,00833<115,5

 Отсюда критическую величину ширины колеса на выходе в2кр, при которой появляются обратные токи в колесе, определяют по формуле

,   (24)

 Если в первом приближении принять ZK=7, =24, соответ-ственно, для ZK=8, =27, то найдём

.

 Для уменьшения QКР действительное значение в2 следует принимать несколько меньшим.

 На основе анализа и обобщения данных по большому числу лучших
образцов насосов для определения ширины колес предлагают формулу:

.

 Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе из ко-леса без учёта стеснения потока:

.   (25)

 Меридианная составляющая абсолютной скорости на выходе из колеса с учётом стеснения потока:

Vm2=K2·Vm2=1,1·2,3=2,53 м/с,     (26)

где  К2 - коэффициент стеснения потока лопастями на выходе из коле-са, в первом приближении принимают равным 1,05 1,1.
 Энергетические качества насоса в значительной степени зависят от величины выходного угла лопастей рабочих колёс. Если на эко-номичность и величину напора увеличение этого угла в некоторых пре-делах может оказать положительное влияние, то на форму напорной характеристики - отрицательное. Кроме того, с увеличением умень-шается коэффициент реакции рабочего колеса, а значит, возрастает скоростная составляющая в созданной им энергии. Целесообразно большую часть напора в колесе получать в виде удельной энергии дав-ления, так как в колесе процесс преобразования энергии более эконо-мичен, чем в отводе.
 Максимальное (предельное) значение угла определяют из условий получения максимального напора при стабильной форме напорной характеристики.

 Принимают величину критической подачи

Qкр=0,85·Qопт

 Записав Qопт из выражения для коэффициента быстроходности, a QKP по формуле

.   (27)

 Получим



 Заменяя в2 и выполняя некоторые преобразования, определяют пред в зависимости от коэффициента быстроходности в виде



 получаем угол ,
где  Z - большее значение коэффициента соответствует Z = 8, а меньшее
Z = 7.
 В диапазоне быстроходности = 80 - 150 при числе лопастей Z = 7 угол следует выбирать в пределах 24 - 26 , а при Z = 8-26-29. Данные рекомендации хорошо согласуются с величинами , полученными из условия обеспечения высокой экономичности.

 Величина поправочного коэффициента на конечное число лопастей:

.

 Теоретический напор при бесконечном числе лопастей

.     (28)

 Окружная скорость на выходе из колеса во втором приближении:

.

 Наружный диаметр колеса во втором приближении

.     (29)

 Толщину входной кромки лопасти рекомендуется выбирать не ме-нее двух миллиметров, а толщину выходной кромки лопасти - в 1,5-2 раза больше толщины входной кромки. В средней части лопасть изготавливают более толстой, чем на концах, но не более толщины дисков в местах их со-единения с лопастью. При толщине входной кромки больше 4 мм вся ло-пасть может быть изготовлена постоянной толщины.
 Коэффициенты стеснения на входе и выходе колеса во втором приближении:

,  (30)

.  (31)


 Полученные во втором приближении величины не должны отличаться от их значений в первом приближении более чем на 2%. В противном случае выполняют расчёт в третьем приближении.

Окружная скорость

.   (32)

 Наружный диаметр

.   (33)

 Коэффициент стеснения на входе

.   (34)


 Величины относительных скоростей на входе и выходе, в послед-нем приближении, определяют по формулам:

,   (35)

.   (36)


 Используя результаты расчетов, строят треугольники скоростей на
входе в колесо и выходе из него.





Рисунок 14 –Треугольники скоростей на входе и выходе рабочего колеса


 5.1.2 Профилирование канала колеса в меридианном сечении


 Для получения высоких энергетических и кавитационных качеств ко-леса необходимо, чтобы его канал в меридианном сечении обеспечивал плавное изменение скоростей. Характер изменения меридианной состав-ляющей скорости задают графически в зависимости от радиуса r (при низ-ких коэффициентах быстроходности) или от длины средней линии тока S канала колеса (при средних и высоких значениях ns).

 Профилирование канала колеса с цилиндрическими лопастями
 Колёса с цилиндрическими лопастями имеют <90 - 100, обладают обычными кавитационными качествами, и их лопасти расположены в ци-линдрической части канала. Профилирование канала выполняют в следу-ющем порядке. Перпендикулярно к оси вращения 0-0 проводят линию А - Б. От этой линии на расстоянии R2 откладывают отрезок, равный ширине лопасти на выходе колеса в2. Параллельно оси 0-0 проводят горизонталь-ные линии, расположенные от неё на расстояниях Ro, R1, RBT. Строят эпю-ру скоростей Vm , линейно зависящих от радиуса г в диапазоне от Vm1 = V0 , до Vm2.
Для автоматизированного профилирования меридианного сечения колеса зависимость Vm =f(r) записывают по уравнению прямой:

,     (37)

,     (38)

.     (39)

 Ширину канала на текущем значении радиуса r рассчитывают по формуле

.    (40)

 Окружности с диаметрами, равными ширине канала, проводят каса-тельно к линии А-Б на различных радиусах r, начиная с r = R2. Co стороны покрывающего диска проводят огибающую к указанным окружностям, которую дугой с подобранным радиусом R соединяют с прямой R0 = const. Радиус поворота покрывающего диска R=Kn·Do подбирают, изменяя величину Кn=0,1-0,2.
Строят линию основного диска в области поворота потока. Для этого окружности с диаметром, равным ширине канала в(r), проводят касатель-но к линии покрывающего диска, после чего строят огибающую этих окружностей, соединяющую прямую А-Б с горизонтальной прямой rвт =const
или осью 0-0 для консольных насосов.
Проводят радиус кривизны средней линий потока в области поворота и проверяют по конструкторско-технологическому условию:
При невыполнении условия радиус увеличивают на 5% и повторяют рас-чет до выполнения этого условия.




Рисунок 15 – Схематичное изображение радиуса колеса



5.2 Расчёт отводящих устройств насоса


Отвод жидкости от колеса осуществляется различными конструкци-ями обводящих устройств, которые должны:
а) обеспечить оси симметричный поток жидкости на выходе из рабо-чего колеса, создавая условия установившегося относительного движения в колесе;
б) погасить момент скорости и преобразовать кинетическую энергию потока, выходящего из колеса, в энергию давления с отводом потока к вы-ходному патрубку или следующей степени многоступенчатого насоса.







5.3.1 Расчёт модернизированного лопаточного отвода


Проточная часть лопаточного отвода содержит направляющие кана-лы, обратные каналы и участок поворота из направляющих в обратные каналы.
Направляющие каналы состоят из спиральной части, предназначен-ной для сохранения асимметричного потока за колесом, и диффузора, в котором кинетическая энергия преобразуется в энергию давления. Однако, как отмечено, уже в спиральной части происходит нарастание давления. При этом с увеличением коэффициента быстроходности увеличивается до-ля преобразованной в спиральной части кинетической энергии в энергию давления, и уменьшается преобразующая роль диффузора.


5.3.2 Расчёт спиральной части отвода


Из условия постоянства момента скорости спиральная часть должна строиться согласно уравнению логарифмической спирали:

.

где  R3 - радиус начальной окружности направляющих лопаток;
 r и -текущие значения радиуса и центрального угла сечений лопатки;
 а3 - угол потока при поступлении на лопатки отвода.

Многочисленными исследованиями установлено, что замена лога-рифмической спирали дугой круга не оказывает какого-либо влияния на энергетические качества ступени насоса.
С целью уменьшения радиальных размеров отвода угол установки направляющей лопатки следует выбирать порядка 2-3. Сохранение эконо-мичности и стабильной формы напорной характеристики зависит от выбо-ра толщины входной кромки направляющей лопатки отвода.
Известно, что в решётках с достаточно толстыми лопатками возрас-тание потерь энергии в зависимости от угла атаки происходит менее интен-сивно, чем с тонкими лопатками. Поэтому можно предположить, что при более толстой входной кромке направляющей лопатки отвода, обтекаемой при больших углах атаки, плавное нарастание потерь энергии будет спо-собствовать стабилизации формы напорной кривой. Однако более толстая лопатка может увеличить величину потерь энергии и уменьшить КПД насоса на оптимальном режиме работы, что не применимо.
Основываясь на приведённом экспериментальном материале, а также на данных по подобным насосам, толщину входной кромки лопатки отво-да следует выбирать в пределах

= (0,023+0,029)·D2= 0,029·0,167=0,0048=0,005 м,

где  D2 - наружный диаметр рабочего колеса.

Большее значение коэффициента определено из условия сохранения высокой экономичности, а меньшее обусловлено прочностью и необходи-мостью получения стабильной формы напорной характеристики.
Число лопаток отвода выбирают из условия получения необходимых па-раметров диффузора, предполагая обеспечение минимальных размеров отвода при его высоких гидравлических качествах.
Кроме того, число лопаток имеет важное значение при формирова-нии требуемой закрутки на входе в колесо следующей ступени. Опыт про-ектирования лопаточных отводов насосов показывает, что обеспечение указанных условий достигается при шести лопатках.


5.3.3 Расчёт диффузора и обратных каналов


Расчёт диффузора сводится к выбору его основных параметров:
- входного сечения,
- угла расширения,
- степени расширения,
- длины.

Входное сечение диффузора обычно рекомендуется выполнять квад-ратным. Однако даже значительные отступления от квадратной формы входного сечения (в3/а3 = 2), как показывают исследования не приводит к заметному увеличению гидравлических потерь. Для насосов рассматрива-емого типа рекомендуется в3 = (1,5-1,6), что соответствует отношению в3/а3 = 2.

Определим в3:
В общем балансе потерь ступени на диффузор приходится порядка 10-12%.
Величина гидравлических потерь незначительна, для такого гидрав-лически сложного элемента, как диффузор, и его совершенство объясняет-ся тем, что при проектировании этому элементу отвода уделяется повы-шенное внимание.
Площадь входного сечения диффузора, величина которой наряду с колесом определяет режим работы насоса:

,   (41)

.    (42)

где  V3 и ZHK - скорость на входе в диффузорные каналы и число ка-налов.

Скорость на входе в диффузорный канал:

.  (43)

Коэффициент Кс, определяющий пропускную способность отвода, для насосов с ns = 60-260 может быть представлена в виде:

.

Угол расширения диффузора рекомендуется принимать в следую-щих пределах: для пространственных 6-8 в плане и перпендикулярной плоскости.

Наиболее рациональной схемой движения жидкости в отводе следует считать такую, при которой в диффузоре скорость V3 снижается до значе-ния V0. Такая схема обеспечивает полное преобразование скоростной энергии в давление в диффузоре.

В зависимости от коэффициента быстроходности степень расширения может быть представлена в виде:

.  (44)

Вычисленная степень расширения диффузора при выбранном угле
расширения однозначно определяет длину диффузора, а при известном угле установки направляющей лопатки, числе лопаток и форме входного сечения диффузора и наружный диаметр отвода.
Для уменьшения радиального размера отвода, а значит, и насоса в целом до Du/D0 1,35, при сохранении его высокой экономичности, наряду с выбором малых углов установки направляющей лопатки следует приме-нять ступенчатый диффузор. Начальный участок такого диффузора вы-полняется с углом расширения 6-8 , а конечный - порядка 20 . Длину ко-нечного участка следует выбирать в пределах (0,15-0,4)-1э. Здесь - \\д пол-ная длина диффузора; угол расширения конечного участка равен 20 -15 . При этом большей длине конечного участка соответствует меньший угол расширения.




Рисунок 16 – Диффузор колеса

Согласно упомянутой выше схеме движения жидкости в отводе, по-ворот потока должен выполняться при скорости, приблизительно равной Vu, V0, однако, из-за сложности течения на этом участке, действительная скорость на нём практически не может быть определена.
Поэтому площадь на повороте целесообразно характеризовать
отношением площади «в свету» FCB К площади F4 на выходе из диф-фузора, то
есть Fвс/F4.
 Определяем площадь сечения F4

F4=F3-ПР=118,5-10-6·2,7=319,9·10М2.

 Определим начальный радиус R3

R3=(l,03 - 1,05)·R2 =1,04·0,0835=0,08684 м,

D3=2·R3=2·0,087=0,174M.

 Поскольку расширение диффузора происходит в двух плоскостях с углом 6, отсюда определим высоту и ширину диффузора на выходе:

F3=a3-в3, значит в3=F3/a3

а4=а3+х, в4=в3+х,

 Высота и ширина на выходе - это высота и ширина на входе, увели-ченная на коэффициент расширения, где х - разница между входом и вы-ходом диффузора увеличенная на 6.

;     (45)

;    (46)

;   (47)

;    (48)

;

;



Находим

а4=0,0085+0,0068=0,0153 0,0152 м
в4=0,014+0,0068=0,0208  0,021 м

На основе опытных исследований и проектирования отводов насосов с =80-130 рекомендуют принимать FСВ/F4 =1,0-1,1.
Основное назначение обратных клапанов - с возможно минимальны-ми потерями обеспечить изменение средних скоростей от V4 на выходе из диффузора до V0 на входе в колено последующей ступени. Кроме того, форма и число каналов имеет важное значение в обеспечении условий для получения стабильной формы напорной характеристики. Рекомендуемое число каналов Z = 6 - 8 является оправданным и для получения стабиль-ной формы напорной кривой. Применение отводов с меньшим числом оборотных каналов требует установки в них дополнительных лопаток, что подтверждают результаты исследований.
Ступень с отводами, имеющими дополнительные лопатки в обратных каналах, обладает стабильной (непрерывно падающей) напорной характе-ристикой во всём диапазоне подач. При этом КПД обеих ступеней одина-ковы также во всем диапазоне подач.




Рисунок 17 – Рабочие колесо насоса

Независимо от числа лопаток для обеспечения стабильной напорной характеристики лопатки обратных каналов следует доводить до втулки рабочего колеса.
Обратные каналы обеспечивают определённую закрутку потока на входе следующей ступени. При этом для создания VH1= 0 (нулевая закрут-ка) недостаточно выходные концы лопаток направлять радиально.
Для создания требуемой закрутки обратные каналы следует проек-тировать так, чтобы формирование потока, подводимого к колесу, произ-водилось ещё в закрытой части канала (на радиусах, больших DО/2).


6. Прочностные расчеты



6.1 Определение критической скорости вращения ротора


Вал насоса должен быть рассчитан таким образом, чтобы обеспечить достаточную прочность его и гарантировать отсутствие недопустимых де-формаций, нарушающих устойчивую работу ротора. Для высокооборот-ных многоступенчатых насосов второе требование часто является опреде-ляющим при выборе размера вала.
Под действием собственного веса и веса насаженных деталей ось вала имеет определенный статический прогиб. При вращении вала, даже при тщательной балансировке, всегда имеет место остаточный дисбаланс, вы-зывающий дополнительную нагрузку на вал от действия центробежной силы. Кроме того, при работе на ротор действует ряд гидромеханических сил в радиальном и осевом направлениях. Под действием этих сил ось вала получает дополнительный динамический прогиб, который зависит от ско-рости вращения вала.
При некотором значении скорости вращения динамический прогиб достигает таких величин, что вал начинает вибрировать. В этом случае обычно частота возмущающей силы совпадает с частотой собственных ко-лебаний ротора, и наступает резонанс. Скорость вращения вала, соответ-ствующая возникновения резонанса, называется критической скоростью вращения.

    (50)

,     (51)

.     (52)


где J - момент инерции,
 d - диаметр вала, d =2,5 см.
 Е - модуль упругости, Е-2,1 · 10 кг/см2
 L - расстояние от опоры до первого колеса, L=23 см.
 G - масса колес, G=10 кг.

.


6.2 Определение сил, действующих на вал


Расчёт вала насоса на статическую прочность выполняется под дей-ствием максимально возможных нагрузок даже при кратковременном их действии. При этом принимаются во внимание следующие нагрузки:
1. Вес рабочих колёс, насаженных на вал.
2. Радиальные усилия, действующие на ротор вследствие неравно-мерности распределения давления по периферии рабочего колеса.
3. Крутящий момент, представленный валом насоса, он зависит от режима работы насоса, так как потребляемая мощность N зависит от по-дачи Q.

По вычисленным для этих случаев нагрузкам строим эпюры изгиба-ющих моментов, причём вал рассматривается как балка на двух опорах, нагруженная расчётными нагрузками.
Находим вес колеса:

GK =mK·g,      (53)

где mK - масса колеса, mк = 2 кг;
 g - принимаем 10 м/с2;

GK =2·10=20 Н.

Определяем силу, возникающую в результате разности давлений

 (54)
где Кк = 0,36
 Q - подача, Q = 0,01 м3/с
 Qопт - расчётная подача, QОПТ= 0,0109 м3/с
  - удельный вес, = 1000 кг/м2
 D2 - наружный диаметр колеса, D2 = 0,167 м
 Н - напор, Н = 30,8 м
 В2 - ширина канала колеса на выходе, В2 - 0,009 м

.

а = 0,06м; с = 0,35м;
в = 0,42м; d = 0,87м.

Определим величины и направление усилий, а также момен-тов,
действующих на вал.

,

,

,

,   (55)

.

Производим проверку полученных данных

-5RВАЛ-5GК+RА+RВ=0 ,
-5·1,38-5·20+48,59+58,31=0 ,
0=0.
Расчёты произведены верно.

Определим крутящий момент на валу насоса:

     (56)

где N – мощность насоса, N=25,2·103 Вт
  - угловая скорость, =308,7 рад/с

,

,



Определим изгибающий момент:








Найдем предельный момент для опасного сечения:

   (57)




6.3 Поверочный расчет размеров вала


Определим диаметр опасного сечения:

    (58)

 где  - предел прочности, =182·106 н/м2

мм.


6.4 Расчет стяжных шпилек


Предварительно затянутая шпилька дополнительно нагружена внеш-ней осевой растягивающей силой. Осевая нагрузка на шпильку

    (59)

где Рзат - сила затяжки шпильки
 Рш- внешняя нагрузка (давление), приходящееся на шпильки

,   (60)

     (61)

 где К-коэффициент запаса, К=4.

.
 где i-число шпилек
 Нагрузка на шпильки от давления воды:

    (62)

 где Р- давление создаваемое насосом, Р= 1,54 Мпа
  Евн- внутренний диаметр насоса, DBH= 170 мм

10 Н,

.

 Расчетный диаметр шпильки:

, принимаем 18 ммэ


Размер файла: 276,4 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

        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.