Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС-300-360-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет центробежного насоса ЦНС-300-360: Расчет проточного канала рабочего колеса, Расчет корпуса ступени, Расчет узла разгрузки, Расчет резьбового соединения на прочность-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1. Расчет проточного канала рабочего колеса

Исходные данные для расчета:
Подача м3/ч=0,0972 м3/с;
Напор 700 м;
Плотность перекачиваемой жидкости 960 кг/м3;
Угловая скорость 314 рад/с;
Частота вращения 3000 об/мин=50 с-1.

Коэффициент быстроходности: [10]

,       (3.1)

где - напор, создаваемый одной ступенью, м;
  - число оборотов, с-1;
  - подача, м3/с.
,

.

Расход жидкости в каналах рабочего колеса, м:

,      (3.2)

где - объемный КПД.

,     (3.3)

.



.

Приведенный диаметр входа в рабочее колесо, м:

,      (3.4)

.

КПД насоса:

,      (3.5)

где - гидравлический КПД насоса;
  - механический КПД насоса.

,     (3.6)

,

.

Мощность насоса рассчитаем по формуле, кВт:

,     (3.7)

.

Диаметр вала, м:

,      (3.8)

где принимаем Па.

.

Внешний диаметр втулки, м:

,      (3.9)

.

Диаметр входа в колесо, м:

,     (3.10)

где - осевая скорость, м/с.

,     (3.11)

,

.

Диаметр у входной кромки лопастей, м:

,      (3.12)

.

Ширина канала рабочего колеса у входной кромки, м:

,     (3.13)

.

Угол входной кромки лопасти:

,      (3.14)

где o.

,      (3.15)

где - окружная скорость, м/с;
  - осевая скорость, м/с.

,      (3.16)

,      (3.17)

,

,

,

,

.

Внешний диаметр колеса, м:

,      (3.18)
где - окружная скорость, м/с;
  - угловая скорость, рад/с.

,      (3.19)

где - теоретический напор, м;
  - осевая скорость, м/с.

,      (3.20)

,     (3.21)

,

,

,

,

Ширина , м

,      (3.22)

где , м/с.

,

.

Угол выходной кромки лопастей:

,     (3.23)

,

.

Число лопастей:

,     (3.24)

.
Теоретический напор, м:

,     (3.25)

,     (3.26)

,    (3.27)

,

,

.

Проверка расчета:

,      (3.28)

где , .

.

,    (3.29)

,

,

.
,      (3.30)

где - толщина лопасти на входе, .

.

,      (3.31)

где - толщина лопасти на выходе, .

.

,    (3.32)

,    (3.33)

.

Расхождения между величинами:

,   (3.34)

,   (3.35)

.

Расхождения и незначительное, поэтому расчет можем считать верным.
Достаточно точный и простой метод получения проекций изогнутой в пространстве лопасти – это перенос линии струйки потока жидкости у лопасти на диаметральное сечение колеса с помощью равноугольного отображения. Меридианное сечение от до разбивается на равные части. На радиусе откладывается угол а на радиусе откладывается угол . Причем исходную точку угла отодвигают до тех пор, пока линии идущие под этими углами по сетке, не пересекутся в участке 0,35-0,5 от высоты сетки в нижней ее части (рис. 3.1. и рис. 3.2.). [10]


Рис. 3.1. Развертка отображения линии струйки.


Рис. 3.2. Проекция линии струйки на сечение колеса и профиль лопасти.

3.2. Расчет корпуса ступени

На корпус ступени действует давление перекачиваемой жидкости и осевая сила сжатия корпусов стяжными шпильками.

Исходные данные:
Длина корпуса ступени 0,1 м;
Наружный диаметр 0,49 м;
Внутренний диаметр 0,44 м;
Давление в корпусе 7 МПа;
Толщина ступени 0,025 м;
Средний радиус 0,232 м.
В расчетах необходим параметр : [10]

,      (3.36)

где - коэффициент Пуассона.

.

Находим интенсивность изгибающего момента:

,    (3.37)

.

Интенсивность срезающей силы в радиальном направлении:

,   (3.38)

Максимальное напряжение в радиальном направлении:

,      (3.39)

.

Запас прочности принимаем равным:

,     (3.40)

где =25 МПа для чугуна.

.

Полученное значение лежит в допускаемых пределах, расчет выполнен верно.

3.3. Расчет узла разгрузки

На рабочее колесо центробежного насоса действует осевая сила, направленная в сторону входа. Она возникает главным образом из-за неравности сил давлений, действующих справа и слева на рабочее колесо. (рис. 3.3.)

Рис. 3.3. Схема осевого давления на рабочее колесо. 1 – эпюра давления на левую поверхность колеса; 2 – эпюра давления на правую поверхность колеса; 3 – эпюра разности давлений.
Давление на выходе из рабочего колеса больше давления на входе в него. Увлекаемая рабочим колесом жидкость в пространстве между колесом и корпусом секции насоса вращается с угловой скоростью, равной приблизительно половине угловой скорости рабочего колеса. Вследствие вращения жидкости давление на наружные поверхности рабочего колеса изменяется вдоль радиуса по параболическому закону. В области от R2 до R1 давления справа и слева равны и уравновешиваются. В области от R1 до Rв давление слева, равное давлению у входа в насос, значительно меньше чем справа. Это ведет к возникновению (у входа в насос) осевой силы давления T1, равной объему эпюры разности давлений на правую и левую наружные поверхности рабочего колеса.
Осевая сила обуславливается также изменением направления движения жидкости в рабочем колесе из осевого в радиальное. Однако получающееся при этом усилие значительно лишь у насосов с большим коэффициентом быстроходности.
В насосах ЦНС-300 действуют силы от перепада давления у дисков рабочего колеса T1 и сила обусловленная натеканием жидкости на рабочее колесо T2 которая незначительная по величине. Согласно [18] они равны:

,   (3.41)

где - плотность перекачиваемой жидкости;
  - радиус входного обода колеса;
  - радиус колеса;
  - радиус ступицы колеса;
  - угловая скорость вращения;
  - перепад напора.

,      (3.42)

где - производительность насоса;
  - скорость жидкости на входе в рабочее колесо.

,      (3.43)

где - напор одного рабочего колеса;
  - коэффициент реакции.
Общая осевая сила, действующая на ротор насоса с числом ступеней будет равна:

.     (3.44)

Исходные данные для расчета осевой силы:
=60 м;
=350 м3/ч=0,0972 м3/с;
=1475 об/мин;
=154,4 рад/с;
=220 мм=0,22 м;
=60 мм=0,06 м;
=135 мм=0,135 м;
=105 мм=0,105 м;
=0,8.

Характеристики нефтяной эмульсии приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1. Характеристики нефтяной эмульсии

H2O,
% Плотность, г/см3 Вязкость, Ст
  динамическая кинематическая
71,2 0,960 210,1 218,8

Особенностью многоступенчатых насосов является то, что диаметр D1 у первого рабочего колеса больше диаметров остальных колес. Поэтому расчет силы, действующей на первое колесо вычисляем отдельно по формулам (3.41) и (3.42) и складываем с расчетами остальных сил, действующих на z-1 ступеней.

.

Скорость потока жидкости у входа в рабочее колесо вычисляется по формуле:
,      (3.45)

.
.

.

Силы, действующие на z-1 колеса:


.

.

.

Таким образом сумма осевых сил ротора будет равна:

,      (3.46)



Расчет узла разгрузки заключается в определении необходимого перепада давления у разгрузочного диска, объем утечек через радиальную щель, перепад давления у осевой щели (каналов в подшипниках) перед разгрузочным диском.

Рис. 3.4. Уравновешивание осевой силы разгрузочным диском.
Для равновесия ротора необходимо (рис 3.4.) равновесие осевых сил, возникающих при работе колес Тp, и сил, действующих на разгрузочный диск Tg и Ty.

,      (3.47)

На разгрузочный диск действуют силы:

,     (3.48)

где - коэффициент, учитывающий закон распределения по поверхности диска;
  - наружный радиус диска разгрузки;
  - радиус втулки подшипника;
  - давление на рабочей стороне диска разгрузки.

,      (3.49)

где - давление на противоположной стороне разгрузочного диска, при отводе на линию всасывания (рис. 3.4.).

Исходные данные для расчета:
=142,5 мм=0,1425 м;
=117,5 мм=0,1175 м;
=65 мм=0,065 м;
=0,5 Мпа=500000 Па.

.

Из условия равновесия сил действующих на ротор и диск разгрузки (4.47) вытекает:

,      (3.50)

Для дальнейшего расчета необходимо определить коэффициент распределения давления по поверхности диска .

,    (3.51)

где - коэффициент снижения давления в щели.

После предварительных подсчетов принимаем:
=0,18 мм – ширина радиальной щели у диска;
=0,22.

.

По формуле (3.50) находим давление на рабочей стороне диска разгрузки.

.

Для определения объема утечек через радиальную щель определяем перепад давления в радиальной щели.

,      (3.52)

.

Проверяем объем утечек через радиальную щель, который должен быть в пределе: [17]

,      (3.53)

где - подача насоса.

,     (3.54)

где - коэффициент расхода.
,      (3.55)

.

.

Так как условие (3.53) выполняется:

;

,

значит размеры радиального уплотнения выбраны верно.

Делаем проверку выбранных коэффициентов и :

,    (3.56)

где - коэффициент сопротивления в радиальной щели; [1]
  - длина радиальной щели.

,     (3.57)

.      (3.58)

Число Рейнольдса Re определяем по формуле: [7]

,     (3.59)

где - средняя скорость жидкости в зазоре;
  - линейная скорость вращения разгрузочного диска;
- кинематический коэффициент вязкости.

,       (3.60)

где - диаметр разгрузочного диска;
  - число оборотов насоса.

,       (3.61)

где - расход жидкости через радиальную щель.

Вычисляем среднею скорость жидкости в зазоре :

.

Линейная скорость вращения разгрузочного диска при :

.

Определяем критерий Рейнольдса при (см. табл. 3.1.):

.

Для вычисления коэффициента сопротивления в радиальной щели необходимо определить (мм):

,      (3.62)

,

.

Коэффициент снижения давления в щели:

.

Коэффициент расхода:

.

Так как расхождение в коэффициентах незначительные, следовательно расчеты сделаны верно.

Определим перепад давления в каналах подшипника между рабочим колесом последней ступени и разгрузочным диском:

,     (3.63)

где - давление на выкиде последней ступени насоса;
  - снижение давления при движении жидкости от выкида последнего колеса по пространству между диском колеса и направляющим аппаратом к концам подшипника.

,     (3.64)

.

.

Расход жидкости через каналы в обойме подшипника равен расходу утечек через радиальную щель .
Расчет сводится к определению живого сечения каналов подшипника (рис. 3.5.).

3.4. Расчет каналов подшипника

Общая площадь живого сечения каналов в подшипнике (рис. 3.5.) равна:

,      (3.65)

Рис. 3.5. Схема расположения каналов в подшипнике.

Расход жидкости через подшипник разобьем на два потока:
- расход жидкости через щели в подшипнике;
- расход жидкости через каналы подшипника.

Расход через щели в подшипнике вычисляем по формуле: [1]

,      (3.66)

где - коэффициент расхода;
  - наружный диаметр внутренней обоймы подшипника;
  - щель в подшипнике;
  - перепад давления в подшипнике;
  - плотность жидкости.

,      (3.67)

где - коэффициент сопротивления;
  - длина щели.
При расчетах коэффициент принимаем . [18]

.

Расход через каналы вычисляем разницей между общим расходом в подшипнике и расходом в щели:

,

при том, что расход в щели равен:



Площадь сечения канала:

,      (3.68)

где - радиус инструмента;
  - центральный угол сечения канала в градусах; (см. рис. 3.5)

.

Скорость жидкости в канале:

,      (3.69)

.

Перепад давления в канале равен: [3]

,      (3.70)

где - коэффициент сопротивления зависящий от формы и длины канала.

Дальнейший расчет заключается в определении :

,      (3.71)

,      (3.72)

где - гидравлический диаметр. [10]

.

Проверочный расчет:

,      (3.73)

где - смоченный периметр канала.

,     (3.74)

где - диаметр инструмента.

,      (3.75)

,      (3.76)

где - кинематическая вязкость перекачиваемой жидкости.

,

,

,
,

.

Так как значения коэффициента сопротивления в канале расчетное не значительно отличается от проверочного коэффициента , следует что диаметр инструмента для проточки канала выбран верно.

3.5. Расчет резьбового соединения на прочность

Характер распределения нагрузки по виткам гайки зависит от ошибок изготовления и степени износа резьбы, что затрудняет определение истинных напряжений. Поэтому в практике, расчеты резьбы на прочность, проводятся не по истинным, а по условным напряжениям, которые сравниваются с допустимыми напряжениями, установленные на основе опыта.
При определении условных напряжений полагают что все витки резьбы нагружены равномерно.

Резьбу принято рассчитывать:
- по напряжениям смятия на поверхности вала (рис. 3.6.);
- по напряжениям среза в сечении ab вала или ce гайки.

Основные размеры:
=95 мм=0,095 м;
=93,376 мм=93,376·10-3 м;
=91,752 мм=91,752·10-3 м;
=1,624 мм=1,624·10-3 м;
=3,0 мм=3·10-3 м;

Условия прочности резьбы по напряжениям смятия:

,      (3.77)

где - усилие, действующее на резьбовое соединение;
  - число витков резьбы в гайке

,       (3.78)


где - высота гайки;
  - шаг резьбы.

=60 мм;
, (см. рис. 3.4.)


Рис. 3.6. Основные параметры резьбы.


.

Для стали 40ХН ГОСТ 4543-81 =135 МПа.
.

Условие прочности резьбы по напряжениям среза:

,     (3.79)

где - коэффициент, учитывающий толщину зуба в линии среза, .

Так как марка стали гайки и вала одинаковая, то расчет производим по валу.

.

.

Расчет резьбового соединения по пластическим деформациям.

Растягивающее напряжение в резьбе вала, Па

,      (3.80)

где - расчетная нагрузка;
  - количество резьбовых соединений, участвующих в работе.

Усилие затяжки резьбы:

,      (3.81)

где - коэффициент затяжки. (для переменной нагрузки )

Растягивающее напряжение при условии :

.

Наибольшее касательное напряжение в резьбе определяется по формуле:

,      (3.82)

где - коэффициент, зависящий от коэффициента трения фрикционной пары, обычно принимают .

Касательное напряжение:

.

Приведенное напряжение в резьбе:

,     (3.83)

.

Коэффициент запаса по пластическим деформациям:

,

,

64>2

Условие прочности резьбового соединения выполняется.