Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС-180-1900-3-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС-180-1900-3: Расчет проточного канала рабочего колеса, Определение изменения потребляемой насосом мощности, Расчет утечек в базовом уплотнении горловины первого рабочего колеса, Расчет утечек в уплотнениях горловин последующих рабочих колес, Расчет изменения потребляемой насосом мощности, Расчет вала-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

В расчетной части дипломного проекта рассмотрены такие вопросы как определение основных параметров насоса до модернизации и после, для оценки целесообразности применения данной модернизации, а также подтвердить, что модернизация не отразится на прочности основных деталей насоса.

3.1 Расчет проточного канала рабочего колеса

Расчет проведем по методике, указанной в [16].
Исходные данные для расчета:
подача насоса Q = 191 м3/час = 0,053 м3/с;
напор насоса Н = 1900 м; количество ступеней в насосе m = 15;
напор одной ступени насоса Нст = 126 м;
частота вращения вала насоса n = 50 об/с;
угловая скорость вращения вала = 314 c-1;
плотность перекачиваемой жидкости = 1000 кг/м3.

Коэффициент быстроходности:
ns = nQ1/2/(gHст)3/4, (3.1)
где g – ускорение свободного падения, м/с2.
ns = 500,0531/2/(9,8126)3/4 = 0,0546.
Объемный КПД насоса:
об = 1/(1+0,006ns-2/3) (3.2)
об = 1/(1+0,0060,053-2/3) = 0,96.





Расход жидкости в каналах рабочего колеса:
Qк = Q/об, (3.3)
Qк = 0,053/0,96 = 0,0544 м3/с.
Приведенный диаметр входа в рабочее колесо:
D1 пр = 0,95(Qк/n)1/3, (3.4)
D1 пр = 0,95(0,0544/50)1/3 = 0,0977 м.

Гидравлический КПД насоса:
г = 1 – 0,42/(lg D1 пр – 0,172)2 (3.5)
г = 1 – 0,42/(lg 0,0977 – 0,172)2 = 0,8729.


Рисунок 3.1 – Размеры рабочего колеса
Общий КПД насоса:
= гобм, (3.6)
где м – механический КПД насоса.
= 0,87290,960,95 = 0,796.

Мощность, потребляемая насосом:
N = QкgHстm/, (3.7)

N = 0,054410009,812615/0,796 1265800 Вт.

Диаметр вала:
dв = (N/n[])1/3, (3.8)
где [] – допустимое напряжение материала вала при кручении.
dв = (1265800/[5030106])1/3 = 0,095 м.

Внешний диаметр втулки:
dвт = 1,16dв (3.9)
dвт = 1,160,095 0,11 м.

Осевая скорость жидкости у входа в колесо:
c0 = 0,95(Qкn2)1/3  (3.10)
c0 = 0,95(0,0544502)1/3 = 4,88 м/с.

Диаметр входа в колесо:
D0 = [(4Qк/c0) + dвт2]1/2  (3.11)
D0 = [(40,0544/3,144,88) + 0,112]1/2 = 0,16 м.

Диаметр колеса у входной кромки лопасти:
D1 = 0,85D0 (3.12)
D1 = 0,850,16 = 0,137 м.

Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти:
b1 = Qк/D1c0m,  (3.13)
где c0mc0 – скорость потока на входе у лопастей до стеснения ими проходного сечения, м/с.
b1 = 0,0544/3,140,1374,88 = 0,026 м.

Окружная скорость:
u1 = D1/2, (3.14)
u1 = 3140,137/2 = 21,63 с-1.

Осевая скорость жидкости:
c1m = 1,12c0m (3.15)
c1m = 1,124,88 = 5,47 м/с.
Угол 1:
1 = arctg (c1m/u1) (3.16)
1 = arctg (5,47/21,63) = 14,02.

Угол входной кромки лопасти:
1л = 1 + ,  (3.17)
где - угол атаки, град.
1л = 14,02 + 7 = 21,02.

Абсолютная скорость между лопатками колеса:
c2u = 2(1 - к),  (3.18)
где к – коэффициент реакции.
c2u = 2(1 – 0,75) = 0,5 м/с.
Теоретический напор:
Hт = H/г  (3.19)
Hт = 126/0,8729 = 145 м.

Окружная скорость:
u2 = (gHт/c2u)  (3.20)
u2 = (9,81145/0,5) = 53,3577 м/с.

Внешний диаметр рабочего колеса:
D2 = 2u2/ (3.21)
D2 = 253,3577/314 = 0,308 м.

Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти:
b2 = Qк/0,9D2c0m (3.22)
b2 = 0,0544/0,93,140,3084,88 = 0,0128 м.

Угол входной кромки лопасти:
2 = arcsin [1,386(sin 1л)c0m/1,12c1m] (3.23)
2 = arcsin [1,386(sin 21,02)4,88/1,125,47] 17.

Оптимальное число лопастей:
zл = 6,5(D2 + D1)sin [(2 + 1л)/2]/(D2 – D1) (3.24)
zл = 6,5(0,308 + 0,137)sin[(17 + 21,02)/2]/(0,308 – 0,137) = 7
3.2 Определение изменения потребляемой насосом мощности

3.2.1 Расчет утечек в базовом уплотнении горловины первого рабочего колеса

Расчет утечек в базовом уплотнении горловины первого рабочего колеса (рисунок 3.2) проведем по методике, описанной в [1].


Рисунок 3.2 - Щелевое уплотнение горловины первого рабочего колеса
По теории истечения жидкости через узкую щель для насосов объемные потери определяются:
Q = щ(2gH)1/2,  (3.25)
где - коэффициент расхода;
щ – площадь сечения щели, м2;
g – ускорение свободного падения, м/с2;
Н – напор рабочего колеса, м.

Площадь сечения щели определяется:
щ =(Dу + 2у)2/4 - D2у/4,  (3.26)
где Dу – диаметр уплотнения, м;
у – высота щели, м.
щ =3,14(0,195 + 2 ́0,00025)2/4 – 3,14 ́0,1952/4 = 0,000153 м2.
Подставив полученный результат в формулу (3.25), получим:
Q = 0,6 ́0,000153(2 ́9,81 ́126)1/2 = 0,00458 м3/с.
3.2.2 Расчет утечек в уплотнениях горловин последующих рабочих колес
Расчет утечек в базовых уплотнениях горловин последующих рабочих колес проведем по методике, описанной в [8].


Рисунок 3.3 - Размеры для расчета утечек

Рассматривая утечки как истечение через кольцевое отверстие, имеем:
Qs1 = Dib(2gHpi),  (3.27)
где - коэффициент расхода;
Di – диаметр уплотнения, м;
b – радиальный зазор, м;
g – ускорение свободного падения, м/с2;
Hpi – напор, теряемый в уплотнении, м.

Коэффициент расхода определятся как:
= 1/(0,5l/b + 1,5)1/2,  (3.28)
где - коэффициент трения в щели;
l – длина щели, м.
Пользуясь выражением (3.27), составим следующие уравнения для расчета утечек в базовом уплотнении:
(pi – px)/ = Q2s1/[2g(1f1)2];
(px – py)/ = Q2s1/[2g(2f2)2];
(py – p1)/ = Q2s1/[2g(3f3)2];  (3.29)
где pi, px, py – давления в различных областях, обозначенных на рисунок 3.3, Па;
1, 2, 3 – коэффициенты расхода в первой, второй и третьей щели, соответственно;
f1, f2, f3 - площади первой, второй и третьей кольцевых щелей, соответственно, м2.

Суммируя уравнения из системы (3.29), получим:
Hpi = (pi – p1)/ = Q2s1 [(1f1)-2 + (2f2)-2 + (3f3)-2]/2g  (3.30)
Заменив значения коэффициентов расхода 1, 2, 3 для отдельных зазоров по уравнению (3.30), имеем:
Hpi = (Q2s1/2gf12)[0,51l1/b1 + 1,5 + (0,52l2/b2 + 1,5)(f1/f2)2 + +(0,53l3/b3 + 1,5)(f1/f3)2],  (3.31)
откуда:
Qs1 = f1(2gHpi)1/2/(0,51l1/b1 + [0,52l2/b2][f1/f2]2 +
+ [0,53l3/b3][f1/f3]2 + 1,5[1 + (f1/f2)2 + (f1/f3)2])1/2  (3.32)
Qs1 = 5,96914 ́10-5(2 ́9,81 ́100)1/2/(0,5 ́0,04 ́10-5/2 ́10-4 +
+ [0,5 ́0,04 ́9 ́10-6/4 ́10-4] ́[5,96914 ́10-5/11,3166 ́10-5]2 +
+ [0,5 ́0,04 ́2 ́10-5/2 ́10-4] ́[5,96914 ́10-5/5,34114 ́10-5]2 +
+ 1,5[1 + (5,96914 ́10-5/11,3166 ́10-5)2 + (5,96914 ́10-5/5,34114 ́10-5)2])1/2
Qs1 = 0,001357338 м3/с.



3.2.3 Расчет изменения потребляемой насосом мощности

Потери гидравлической мощности в базовых уплотнениях горловин рабочих колес:
Nг = Q ́p.  (3.33)

Потери гидравлической мощности в щелевом уплотнении первого рабочего колеса:
Nг1 = 0,00458 ́1,3 ́106 = 5954 Вт.

Потери гидравлической мощности в лабиринтных уплотнениях последующих колес:
Nг2 = 0,00134 ́1,3 ́106 = 1742 Вт.

Потери механической мощности после модернизации:
Nм = FтрV,  (3.34)
где Fтр – сила трения в уплотнении, Н;
V – окружная скорость вращения рабочего колеса, м/с.
Fтр = kFц,  (3.35)
где k – коэффициент трения фторопласта по стали;
Fц – центробежная сила, Н.
Fц = mV2/R,  (3.36)
где m – масса уплотнительного кольца, кг;
R – радиус трения.

Объединив формулы (3.34), (3.35) и (3.36), получим:
Nм = kmV3/R (3.37)
Nм = 0,06 ́0,1 ́21,633/0,098 = 516,3135 Вт.

Общий выигрыш по мощности:
Nобщ = Nг - Nм,  (3.38)
где Nг – сумма потерь гидравлической мощности, Вт;
Nм – сумма потерь механической мощности, Вт.
Nг = Nг1 + 10Nг2  (3.39)
Nм = 11Nм  (3.40)
Nм = 11 ́516,3135 = 5679,4485 Вт.
Подставив формулы (3.39) и (3.40) в формулу (3.38), получим:
Nобщ = Nг1 + 10Nг2 - 11Nм (3.41)
Nобщ = Nг1 + 10Nг2 - 11Nм =
= 5954 +10 ́1742 – 11 ́516,3135 = 17694,5515 Вт.

3.3 Расчет вала

Определяем напряжения кручения:
кр = T/W, (3.42)
где T – крутящий момент в поперечном сечении вала, Н·м;
W – момент сопротивления сечения вала, м3.

T = Nд/2n, (3.43)
где Nд – мощность двигателя, Вт.
T = 1250000/2 ́3,14 ́3000 = 69,35 Н·м.

W = d3/16 (3.44)
W = 3,14 ́0,0953/16 = 12,88 ́10-6 м3.

Подставив результат из формул (3.44) и (3.43) в (3.42), получим:
кр = 69,35/12,88 ́10-6 = 5,15 МПа.

Начертим схему нагружения вала (рисунок 3.4).


Рисунок 3.4 – Схема нагружения вала

Определим действующие на вал силы.
А=В=М/а (3.45)
А=В=69,35/2,810=24 Н·м;
Мх = -М · z/а (3.46)
(0<=Z<=a)
Мх = -М (3.47)
(a<=Z<=a+b)


Рисунок 3.5 - Эпюры напряжений




3.4 Момент инерции вала в сечении А –А
Рисунок 3.6 – Расчетная схема вала

(3.48)
где, ширина шлицы, м;
наружный диаметр шлицев, м;
внутренний диаметр проточки под стопорное кольцо, мм;
число шлицев
м4

Нагрузка создаваемая работающими шлицами
кН (3.49)
где средний диаметр шлицев.



Радиальная нагрузка
Н, (3.49)
где коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров и равный 0,450,85;
модуль упругости материала вала, Па;
момент инерции вала, принимаемый с учетом тела втулки, м;
стрела прогиба шлицевого конца вала, вызванная неспособностью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 2510 м;
расстояние от центра подшипника до середины муфты, м.

Максимальный изгибающий момент в месте проточки под стопорное кольцо:
Н·м, (3.50)
где, расстояние от середины муфты или от точки приложения силы Р до проточки под стопорное кольцо, м.

Минимальный изгибающий момент в этом сечении:
Н·м (3.51)

Момент сопротивления кручению в месте проточки под стопорное кольцо:
м3 (3.52)
Максимальное напряжение изгиба в опасном сечении:
М Па (3.53)
Минимальное напряжение изгиба
МПа
Полярный момент сопротивления вала в месте проточки под стопорное кольцо:
м3 (3.54)
Напряжение кручения
МПа (3.55)
Эквивалентное напряжение находим по четвертой теории точности:
МПа (3.56)

Запас прочности по пределу текучести:
(3.57)