Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС 240-1900-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС 240-1900: Расчет проточного канала рабочего колеса, Расход жидкости в каналах рабочего колеса, Расчет валов центробежных насосов, Расчет направляющего аппарата, Расчет гидравлической сети-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

2 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ
2.1 Расчет проточного канала рабочего колеса [1]
Расчетные данные:
Q = 0,068 ( 245 )
Н = 1900 м
1. Коэффициент быстроходности
     (2.1)
где =126,67 - напор, создаваемый одной ступенью, м;
n=50- частота вращения колеса, об/с;
Q=0,068 – подача насоса,




Рисунок 2.1 - сечение колеса




2.2 Расход жидкости в каналах рабочего колеса,
      (2.2)
где - объемный коэффициент полезного действия;


2.3 Приведенный диаметр входа в рабочее колесо, м
(2.3)
где - коэффициент входа;
м
2.4 КПД насоса
(2.4)
где - гидравлический КПД;

- объемный КПД;
- механический КПД;

2.5 Мощность, потребляемая насосом, Вт
(2.5)
где Н=1900- общий напор насоса, м;
-плотность жидкости;
Вт
2.6 Диаметр вала, м;
(2.6)
где = 20 МПа - допустимое напряжение материала вала при кручении.

2.7 Внешний диаметр втулки, м;
  (2.7)
м
2.8 Диаметр входа в колесо, м
   (2.8)
где - осевая скорость жидкости у входа в рабочее колесо, м/с;

 
м/с
м
2.9 Диаметр колеса у входной кромки лопасти, м
(2.9)
м

2.10 Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопатки, м
(2.10)
где = 6,171 – скорость потока на входе у лопастей до стеснения или проходного сечения, м/с;
м
2.11Угол входной кромки лопасти
(2.11)
Угол атаки
Угол определяют по выражению


где (2.12)




2.12 Средний внешний диаметр колеса определяют последовательным вычислением теоретического напора, м;
м (2.13)
коэффициента окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса
(2.14)
где -коэффициент реакции окружной скорости

   (2.15)

2.13 Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопатки, м;
(2.16)
где - скорость выхода жидкости из колеса
м

2.14 Угол выходной кромки лопасти
(2.17)



где ; - коэффициент стеснения на выходе



2.15Оптимальное число лопастей дает формула К.Пфлейдерера:
(2.18)
при лопастях относительно большой толщины (≈4÷6 мм) k=6,5,


= 6
2.16 Теоретический напор колеса при бесконечном числе лопастей
(2.19)
где
(2.20)
(2.21)



м
2.17 Проверка расчета
(2.22)
где
(п.14); (п.13);

(2.23)



- толщина лопасти, м;
    (2.24)




(2.25)
   (2.26)
Расхождение между величинами в первом и втором приближениях не превышают 3%. Расчет закончен.

Таблица 2.1 – Параметры рабочего колеса
Параметр D1пр dв dвт D0 D1 b1 b2 D2
Значение 0,101 0,126 0,156 0,19 0,17 0,021 0,011 0,342

2.2 Расчет валов центробежных насосов [1,5]

Экспериментальная зависимость гидравлического КПД от :
(2.27)


Объемный КПД

Потери мощности на дисковое трение рабочего колеса, Вт
(2.28)
Где, - коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса.
- радиус диска;

- угловая скорость вращения;
- плотность жидкость;
(2.29)
(2.30)
Где ,


Вт
Из-за восстановления части кинетической энергии потока в пазухе между колесом и стенкой корпуса потери мощности на дисковое трение снижаются:
где (2.31)

- коэффициент, учитывающий насосный эффект.
Вт


Потери мощности на трение в торцевом уплотнении, Вт
(2.32)


Где f=0,1- коэффициент трения;

- скорость скольжения в паре трения.
Вт
Потери мощности на трение в радиальных опорах скольжения.
  (2.33)


Где d=0,126 - диаметр вала;
- коэффициент трения;


Сумма механических потерь
(2.34)
где - число ступеней, уплотнений, опор;

Вт
Мощность насоса определяем по формуле
    (2.35)
Вт
Крутящий момент на валу
    (2.36)
Напряжение кручения, Па
    (2.37)
Па

Центробежная сила, вызывающая изгиб вала.
где    (2.38)

m=10,2-масса рабочих колес и разгрузочной пяты, которые имеют дисбаланс биения.
r=0,075-биение для рабочих колес
r=0,015-для уплотняющих поверхностей.
R=0,03-для втулок защитных.

Представим вал, нагруженный силой , вызывающей изгиб вала и силой , вызывающей растяжение вала l=2,885 м.

Предположим, что эти силы приложены в середине вала.
Найдем реакции опор вала от силы , очевидно, что
   (2.39)
   (2.40)
от силы
Н    (2.41)
  (2.42)
(2.43)
где - осевой момент сопротивления вала.



Напряжение при растяжении, Па
Па (2.44)
Эквивалентное напряжение, Па
(2.45)
МПа
Запас прочности k определим по пределу текучести материала вала для стали 40ХФА=800МПа, k=
(2.46)
Следовательно, диаметр вала 126 мм обеспечивает статическую прочность. Рассчитываем вал на сопротивление усталости: предел выносливости при симметричном числе напряжений, МПа
МПа (2.47)
предел выносливости при симметричном числе кручений, МПа
МПа (2.48)
Эффективные коэффициенты концентрации напряжений с учетом формы сечения вала (шпоночные канавки) при изгибе ; при кручении .
Соответственно, эффективные коэффициенты концентрации напряжения от состояния поверхности вала
Общие эффективные коэффициенты концентрации напряжений.
   (2.49)
  (2.50)
Коэффициенты влияния симметрии угла напряжений на прочность вала при изгибе и кручении.




Момент сопротивления сечения вала при изгибе
  (2.51)
где b=10 мм, t=5 мм- ширина и высота шпоночной канавки.

Момент сопротивления сечения вала при кручении



Напряжения изгиба в сечении, Па
Па (2.52)
Так как напряжение изгиба изменяется по симметричному циклу, то среднее напряжение цикла - , амплитуда цикла .
Напряжение кручения в сечении, Па
Па (2.53)
Так как напряжение кручения изменяется по нулевому циклу, то амплитуда цикла при кручении и среднее напряжение цикла при кручении, Па
Па (2.54)
Коэффициент запаса прочности вала по изгибу
(2.55)
Коэффициент запаса прочности вала при кручении
(2.56)


Общий коэффициент запаса
(2.57)
Следовательно, запас прочности вала удовлетворяет эксплуатационным требованиям.
2.3 Расчет узла разгрузки осевых усилий [1].
Давление на диск рабочего колеса, Н
   (2.58)
где
;



   (2.59)

Давление на втулку колеса, Н
(2.60)
Н
Сила, действующая на оси, Н
(2.61)
где ;
;
Н
Общая осевая сила, действующая на ротор насоса с числом ступеней z=15:
(2.62)

Определим размеры узла разгрузочного диска.
Наружный радиус диска равен ; больший радиус внутренней пазухи между диском и его опорой ; длина радиальной щели ; ширина этой щели ; длина щели ; глубина Радиус осевой щели примем Сила уравновешена давлением на ступицу диска.
Таким образом, расчетная осевая сила, Н:

(2.63)

Н
Находим коэффициент распределения давления по поверхности диска при допущении линейного закона изменения давления по длине щели
(2.64)
где - коэффициент снижения давления в щели.


Необходимый перепад давления в щели, Па
(2.65)


Па
Объем утечек через радиальную щель
(2.66)
где - коэффициент расхода.


Зададимся давлением за радиальной щелью

Давление перед щелью, Па
(2.67)


Перепад давления в осевой щели, Па
где (2.68)

- давление на выходе последней ступени насоса, исходя из параметров выбранного насоса принимаем равным 19,00МПа.
- снижение давления при движении жидкости от выкида последнего колеса по пространству между диском колеса и корпусом по втулке осевого уплотнения, Па
(2.69)



Зададимся одним из размеров осевой щели и найдем другой из зависимости.
(2.70)
В этой зависимости принимаем в первом приближении коэффициент сопротивления в осевой щели

l0=0,165 м.
Определив размеры узла разгрузки, вновь выполняем расчет, при этом уточняем коэффициенты ;
(2.71)
(2.72)
Коэффициенты сопротивления в радиальной и осевой щелях и определяем по формуле гидравлики в зависимости от характера потока.
где (2.73)

- средняя скорость жидкости в зазоре, м/с;
- кинематический коэффициент вязкости воды при ;
- линейная скорость разгрузочного диска, м/с.






Для Re в пределах находим по формуле :
    (2.74)
(2.75)








(2.77)





(2.78)

После проведенных расчетов в первом и втором приближении расхождение искомой величины (l0) не превышают 2% и расчет можно считать оконченным.

2.4 Расчет направляющего аппарата [1].
Величина оптимального зазора между рабочим колесом и лопастями отвода определяется минимумом потерь в зазоре и требованием по выравниванию пульсаций скорости, вызываемой лопастями колеса:
(2.79)

Максимальная величина радиального зазора принимается 4-5 мм. Входная ширина принимается несколько больше из-за возможного смещения колеса относительно лопастного отвода
(2.80)

Радиальная и осевая составляющие скорости на входе в лопастной отвод равны:
(2.81)

(2.82)
где   (2.83)


Угол потока на входе
(2.84)


Обозначим через - коэффициент стеснения потока лопастями отвода.
Тогда соответствующие значения



Размер спирального участка вычисляется по формуле
(2.85)
Отсюда получаем


В ряде исследований сообщается о достижении высокого к.п.д. у насосов, лопастные отводы которых выполнены с соотношениями . Это дает возможность расширить рекомендации по расчетному сечению
(2.86)


Диффузорные каналы рекомендуется выполнять прямоосными. Оптимальные диаметральные размеры диффузорных каналов
(2.87)
Отсюда находим
м