Расчетная часть-Расчёт электроцентробежного насоса ЭЦНМ5-30-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчёт электроцентробежного насоса ЭЦНМ5-30: РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ РАЗРАБОТАННЫХ УСТРОЙСТВ, Расчет на прочность вала насоса, Расчет на прочность корпуса насоса, Расчет на прочность межсекционного соединения входного модуля ЭЦН и протектора, Прочностной расчет фланцевого соединения-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

5 РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ ДЕТАЛЕЙ И УЗЛОВ РАЗРАБОТАННЫХ УСТРОЙСТВ

5.1 Расчет на прочность вала насоса

Продолжительная эксплуатация большого числа погружных насосов показала, что наиболее правильно рассчитывать валы исходя из условий их нормальной работы при максимальной мощности насоса, не учитывая аварийной нагрузки. При нормальной работе вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки на шлицевую муфту.
Определим ориентировочный размер вала по внутреннему диаметру шлиц, без учета влияния концентрации напряжений на изгибе вала:

м, (5.1)

где - максимальный крутящий момент, Н·м;
- допускаемое напряжение при кручении, МПа.
Допускаемое напряжение на кручение принимаем исходя из запаса прочности, который берется из интервала (1,8÷2,2) напряжения на растяжение, равного:

МПа, (5.2)

где - временное сопротивление разрыву. Материалом для вала служит сталь 30ХМА, для неё МПа;
n – запас прочности. n=2.
Допускаемое напряжение на кручение определим по формуле (5.3):
МПа. (5.3)

Максимальный крутящий момент определяется по формуле (5.4):

Н·м, (5.4)

где - наибольшая мощность потребляемая насосом. =30,2 кВт;
- скорость вращения вала. =2850 об/мин.
По диаметру подбираем размер стандартного шлицевого соединения =17,8 мм, =22 мм по ГОСТ 1139-58. Следовательно принимаем диаметр равный 22 мм.
Помимо крутящего момента вал воспринимает различные нагрузки, зависящие от несоосности валов насоса и протектора, обозначим её как и несоосности изготовления шлиц, обозначим ее как .
Нагрузку принимаем равной100 Н, а нагрузку определим по формуле (5.5):

Н, (5.5)

где - окружное усилие на среднем диаметре шлиц, Н;
Окружное усилие определим по формуле (5.19):

·103 Н, (5.6)

где - максимальный крутящий момент, Н·м;
- средний диаметр шлиц, м.
Средний диаметр шлиц определим по формуле (5.7):
м. (5.7)

Суммарную радиальную нагрузку определим по формуле (5.8):

Н. (5.8)

Наиболее нагруженным участком вала является сечение вала у его шлицевого конца, в месте проточки паз опорное кольцо.
Определим максимальный изгибающий момент:

Н·м, (5.9)

где и - радиальные нагрузки, Н;
- расстояние до середины канавки паз опорное кольцо. =0,168 м.
По определенному изгибающему моменту определяем напряжение изгиба в опасном сечении по формуле (5.23):

Па, (5.10)

где - максимальный изгибающий момент. =3501,1 Н·м;
- момент сопротивления при изгибе, м3.
Момент сопротивления при изгибе определяется по формуле

м3, (5.11)

где - внутренний диаметр шлиц. =0,0178 м;
- ширина шлиц. =0,004 м;
- высота шлиц. =0,004 м.
По определенному крутящему моменту определяем напряжение кручения в опасном сечении

Па, (5.12)

где - максимальный крутящий момент на валу. =1032 Н·м;
- момент сопротивления при кручении, м3.
Определим по формуле

м3. (5.13)

Эквивалентное напряжение определяется по теории предельно напряженного состояния:

МПа, (5.14)

где - напряжение изгиба. =3,5 МПа;
- напряжение кручения. =20,5 МПа.
По величине и пределу текучести материала вала определим запас прочности:

, (5.15)

где - предел текучести, МПа; для стали 30ХМА =95 МПа.
Подставляя все найденные значения в формулу (5.15) определяем
. (5.16)

Запас прочности для стали 30ХМА ГОСТ 4543-71 достаточный.

5.2 Расчет на прочность корпуса насоса

В эксплуатационных условиях наибольшие нагрузки на корпус насоса действуют во время работы насоса в режиме закрытой задвижки.
На корпус насоса действуют следующие силы:
а) осевые и радиальные силы, обозначим их и ;
б) остаточные усилия затяжки ступеней, действующие в момент работы насоса на закрытой задвижке, и препятствующие провороту направляющих аппаратов, обозначим ;
г) вес оборудования, находящегося под насосом, обозначим .
Корпус рассчитывается по сечению в месте выхода верхней резьбы, так как оно воспринимает большие усилия и является наименее прочным.
Напряжение в теле корпуса, находящегося под давлением определяется по формуле:

МПа, (5.17)

где - напор насоса на закрытой задвижке. =1100 м;
- диаметр проточин у выхода резьбы. =0,064 м;
- толщина стенки, м.
Толщину стенки определим с помощью формулы:

м, (5.18)
где - наружный диаметр корпуса. =0,092 м.
В то же время в корпусе насоса возникает напряжение от осевой силы:

МПа, (5.19)

где - диаметр проточин у выхода резьбы. =0,064 м;
- напор насоса на закрытой задвижке. =1100 м;
- площадь корпуса в месте проточки.

м2, (5.20)

где - остаточное усилие затяжки ступеней. =30÷40 Н;
- вес оборудования под насосом. =85,3 Н.
Приведенное напряжение в слабом сечении определим с помощью формулы:

МПа, (5.21)

где - напряжения возникающие в корпусе под давлением. =251,5 МПа;
- напряжение возникающее под действием осевых сил. =38,1 МПа.
Запас прочности определяется отношением предела текучести материала корпуса к найденному напряжению, для стали 45 равно 360 МПа.
Соответственно запас прочности определим по формуле:

. (5.22)

Подставляем все выше найденные величины в (5.35)

. (5.23)

Из чего следует, что запас прочности у корпуса достаточный.

5.3 Расчет на прочность межсекционного соединения входного модуля ЭЦН и протектора

Проверим прочность стенки вкладыша No1 в опасном сечении А-А рисунок 5.1.

, (5.24)

где P – суммарная нагрузка на вкладыш определяется по формуле 5.38;
- предел текучести. Для стали 45 =360 МПа;
k – коэффициент концентрации. k=1,2.

кН, (5.25)

где – вес ПЭД. Р=9,025 кН;
- вес протектора. =0,392 кН;

 
Рисунок 5.1 – Расчетная схема вкладыша No1


- вес компенсатора. =0,206 кН.
Проверим прочность на смятие кольца из полиуритана рисунок 5.2.

Рисунок 5.2 – Расчетная схема кольца

Определим площадь кольца на которое действует нагрузка Р по формуле 5.26.

мм2; (5.27)

где - внутренний диаметр кольца. =60 мм;
- наружный диаметр кольца. =78 мм.
Определим напряжение смятия полиуретанового кольца по формуле 5.40:

кгс/мм2; (5.28)

5.4 Прочностной расчет фланцевого соединения

Минимальный поперечный размер эксплуатационной колонны, с внутренним диаметром DВН=125 мм, позволяет выполнить фланцевое соединение максимальным диаметром DMAX=120 мм. Предложенная схема конструкции соединения допускает установку болтов диаметром 10 мм. Для уменьшения диаметральных размеров соединения и улучшения условий работы болтов, последние устанавливаются без зазора, что также улучшает центровку. Кроме того, предусмотренный центрирующий выступ разгружает соединение от поперечных нагрузок. Болтовое соединение воспринимает нагрузку, обусловленную реактивным моментом, возникающим на корпусе насоса, и осевую нагрузку от давления создаваемого насосом.
Расчетная схема соединения при действии реактивного момента представлена на рисунке 5.3.

Рисунок 5.3 - Расчетная схема соединения при действии реактивного момента

Из лабораторных исследований известно Т=4,5 при длине насоса 1м и давлении 1 МПа. Для конкретного случая примем Т=90 . Тогда расчетная нагрузка от действия реактивного момента составит:

       (5.29)

где z - число установленных болтов (z=6);
DB - диаметр окружности установки болтов. Дд=103 мм.
Условие прочности по напряжениям среза определим по формуле (5.30).

         (5.31)

где i - число плоскостей среза (i=1);
d - диаметр болта (d=10 мм);
МПа - допускаемое напряжение среза.



Условие прочности болтов по напряжениям смятия определим по формуле 5.44.

        (5,32)

где [σСМ] - допускаемое напряжение смятия;
δ - ширина фланца (δ=20 мм).



Принимаем Р=5 МПа, тогда суммарное расчетное усилие для контактирующих фланцев, с учетом усилия затяжки, будет равно:

 (5.33)
где Dk - диаметр центрирующего выступа (Dk =66мм);
k - коэффициент затяжки (k =2,5).
Условие прочности примет вид:

         (5.34)

где d1 - внутренний диаметр резьбы болта (d1=8,773 мм).


        (5.35)

где σТ - предел текучести на растяжение стали 35Х (σТ=640МПа).

Расчетная схема при действии избыточного внутреннего давления представлена на рисунке 5.4.

Рисунок 5.4 - Расчетная схема при действии избыточного внутреннего давления

Проверим прочность фланцев. При расчете на прочность фланец рассматривают как стержень сечении АВ (рисунок 5.4) и упруго связанный с трубой. Изгибающий момент в сечении АВ:

      (5.36)

где Р - внешнее усилие, действующее на фланец от внутреннего давления, Н.

     (5.37)

где η - коэффициент уменьшения изгибающего момента за счет упругой связи фланца и трубы (η=1).
Напряжение изгиба во фланце (в сечении АВ) должно быть:

       (5.38)


Предел прочности материала фланца для стали 45 σВ=640 МПа.
Изгибающий момент в сечении LN:

    (5.39)
(5.40)

Напряжение изгиба во фланце (в сечении LN) должно быть:
      (5.41)
Работоспособность фланцевого соединения обеспечивается установкой шести болтов из легированной стали 35Х с резьбой М10 и шагом 1 мм, материалом фланца служит сталь 45.