Расчетная часть- Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС-200-700-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть- Расчет магистрального нефтеперекачивающего насоса НПС-200-700: Расчет проточного канала рабочего колеса, Расчет торцового уплотнения, Расчет вала центробежного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

2. Расчетная часть

2.1 Расчет проточного канала рабочего колеса

Расчет ведем по методике, предложенной в литературе [10].
При расчете проточных каналов прежде всего определяют размеры меридианного сечения рабочего колеса и отвода, представленных на рисунке 5.
Коэффициент быстроходности nS:
    (1)
где n – частота вращения колеса, n = 50 c-1;
 Q – подача насоса, Q = 0,056 м3/с;
 Нст – напор, создаваемый одной ступенью, м:
     (2)
где Н – напор насоса, Н = 700 м;
 Z – число ступеней насоса, Z = 8,

,
так как nS получился небольшим, то берем угол кромки лопасти >18°.
Расход жидкости в каналах рабочего колеса QK, м3/с:
      (3)
где ηоб – объемный коэффициент полезного действия:



     (4)

Приведенный диаметр входа в рабочее колесо D1пр, м:
    (5)

КПД насоса η:
η = ηг· ηоб · ηм ,      (6)
где ηг – гидравлический КПД;


,
где ηм – механический КПД, ηм = 0,9;
η = 0,89·0,85·0,96 = 0,72.
Мощность насоса N, Вт:
     (8)
где ρ – плотность жидкости, ρ=950 кг/м3;
 g – ускорение свободного падения, g=9,8 м/с2,
.
Диаметр вала dв, м:
     (9)
где [τ] – допустимое напряжение материала вала при кручении, [τ] = 15·106 Па,

Внешний диаметр втулки dвт, м:
dвт = 1,2·dв,     (10)
 dвт = 1,2·0,088 = 0,106 м.
Диаметр входа в колесо Do, м:
     (11)
где Со – осевая скорость жидкости, м/с:
     (12)
,
.
Диаметр колеса у входной кромки лопасти D1 , м:
D1=0,85·Do,     (13)
D1= 0,85·0,158 = 0,134 м.
Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b1, м:
     (14)
где Com – скорость потока на входе у лопастей или проходного сечения, м/с, Com = 5,19 м/с,
.
Угол входной лопасти β1л, град:
β1л = δ +β1,      (15)
где δ – угол атаки, δ = 10 ̊ ;
 β1 – угол лопатки, град,
     (16)
где k1 – коэффициент стеснения проходного сечения лопасти на входе колеса, k1 = 1,2;
 ω – угловая скорость, ω = 314 рад/с,

Значение tgβ1 = 0,296 соответствует углу β1 = 16 ̊.
.
Внешний диаметр колеса D2 , м:
    (17)
где u2 – окружная скорость, м/с:
    (18)
где Нт – теоретический напор, м:
     (19)

где С2и – коэффициент окружной составляющей абсолютной скорости жидкости при выходе из колеса:
С2и = 2(1-ρк),    (20)
где ρк – коэффициент реакции, ρк = 0,75;
С2и = 2(1-0,75) = 0,5,

.
Ширина канала рабочего колеса у входной кромки лопасти b2, м:
     (21)
где C2m∞ – меридианная скорость жидкости на выходе из колеса, м/с:
C2m∞ = 0,9·Сот ,     (22)
C2m∞ = 0,8·5,19 = 4,15 м,
.
Угол выходной лопасти β2, град:
   (23)
где ω1/ω2 – коэффициент, ω1/ω2 = 1,2:
 k2 – коэффициент стеснения проходного сечения лопастей, k2 =1,04,
.
Значение sin β2 = 0,31 соответствует углу β2 = 18 ̊.
Число лопастей Zл:
    (24)
где k – коэффициент зависящий от толщины лопасти колеса, k1 = 8,5;


2.2 Расчет торцового уплотнения

Расчет ведем по методике предложенной в литературе [10].
Удельное давление определяют из баланса сил, действующих в торцовом уплотнении.
Удельное давление в паре трения Pуд, МПа:
    (26)
где G
S
R –
–
– сила, создаваемая давлением перекачиваемой жидкости, Н;
усилие пружины, Н, S = 2,5·103 Н;
расклинивающая сила, Н:
      (28)
где P – давление запорной жидкости, Р = 1,0 МПа;
 F – площадь поверхности трения, м2,
     (27)
где d1
d2 –
– внешний диаметр уплотнительного кольца, d1=0,128 м;
внутренний диаметр уплотнительного кольца, d2=0,108 м,


 Т – сила трения, Н, G=T, т.к. уравновешивается усилием, создаваемым давлением перекачиваемой жидкости
Из равенства G = T следует, что G – T 0, поэтому в расчетах величинами этих сил можно пренебречь.

Для оценки мощности, теряемой на трение контактирующих поверхностей рабочих колец в торцовом уплотнении, служит формула, Nтр.т.:
,    (29)
где  – коэффициент трения, = 0,005;
 D – средний диаметр торцовых колец, м:
     (30)

 b – ширина поверхности контакта колец, м:
      (31)



 
– средняя скорость скольжения рабочих колец, м/с:
      (32)
м/с.
.

2.3 Расчет вала центробежного насоса

Расчет ведем по методике, предложенной в литературе [10].
Потери мощности на дисковое трение рабочего колеса , Вт:
     (33)
где Cf – коэффициент, зависящий от числа Рейнольдса Re в щели при турбулентном режиме:
     (34)
где Re – число Рейнольдса для потока в щели:
     (35)
где  – кинематическая вязкость нефти, = 5·10-4м2/с,
,

где r2 – радиус диска, r2 = 0,14 м,
.
Потери мощности на дисковое трение между колесом и стенкой корпуса, Nдт , кВт:
    (36)
где ηнд – коэффициент учитывающий насосный эффект дисков, ηнд = 0,2

Сумма механических потерь ∑ Nм, кВт:
  (37)
где Zст – число ступеней насоса, Zст = 8;
 Zупл  – число уплотнений, Zупл = 2;

Мощность насоса с учетом потерь Nп, кВт:
     (38)
.
Определение диаметра вала dв исходя из мощности по формуле (9), м,
.

2.4 Расчёт на прочность шпилек корпуса насоса

Расчет шпилек центробежного многосекционного насоса проводим на ЭВМ. В таблице 6 приведены данные вводимые программу расчёта, в таблице 7 – выводимые параметры. Сама программа расчёта приведена в приложении А, а результаты расчёта в приложении Б.