Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
312 Расчетная часть-Расчёт уплотнения рабочего колеса центробежного секционного насоса ЦНС 180-1900 оборудования для закачки воды в пласт системы ППД-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 207916Дата закачки: 20 Марта 2020 Продавец: lenya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы) Посмотреть другие работы этого продавца Тип работы: Диплом и связанное с ним Форматы файлов: Microsoft Word Описание: Расчетная часть-Расчёт уплотнения рабочего колеса центробежного секционного насоса ЦНС 180-1900 оборудования для закачки воды в пласт системы ППД-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа-Текст пояснительной записки выполнен на Украинском языке вы можете легко его перевести на русский язык через Яндекс Переводчик ссылка на него https://translate.yandex.ru/?lang=uk-ru или с помощью любой другой программы для перевода Комментарии: 4. РОЗРАХУНКИ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ 4.1 Визначення втрат в ущільненнях робочих коліс. Визначаємо теоретичний напір ступені по формулі: ; (4.1) де Н – напір ступені; - гідравлічний коефіцієнт корисної дії. Приймаємо позначення для першої ступені індекс I, для інших ступеней – без індексу. Теоретичний напір. а) для першої ступені ; (4.2) де - напір в першій ступені; ; (4.3) де Ннас – напір насоса; Z – кількість ступеней; НІ = 127; б) для проміжної ступені ; (4.4) ; (4.5) Рисунок 4.1 – Робоче колесо: 1– крильчатка; 2– прохідні отвори. Визначаємо потенційний напір ступені по формулі: де - теоретичний напір, м2; - прискорення вільного падіння, м/с2; U2 – окружна швидкість на виході робочого колеса, м/с; , (4.6) де D – діаметр колеса, м; n – швидкість обертання, м/с; Визначаємо напір, втрачений в утіленнях по формулі: (4.7) де Dy2 – зовнішній діаметр ущільнення, м; Dy2І =0,22 м; Dy2 =0,19 м; Еквівалента площа визначається по формулі: а) внутрішньої щілини: (4.8) б) зовнішньої щілини: (4.9) де μ1, μ2 – коефіцієнти втрат відповідно внутрішньої і зовнішньої щілини; Dy1, Dy2 – відповідно внутрішній і зовнішній діаметр ущільнення; = 0,26 мм; максимальний радіальний зазор. а) для внутрішньої щілини: б) для зовнішньої щілини: Визначаємо приведену еквіваленту площу: (4.10) Найбільший розхід рідини через переднє ущільнення робочого колеса визначаємо по формулі: (4.11) Визначаємо перепад напору в зовнішній щілині: (4.12) 4.2. Розрахунок осьового зусилля ротора. Визначаємо осьове зусилля діюче в сторону всмоктування: (4.13) де - питома вага рідини; Dy2 – зовнішній діаметр ущільнення; Dм·ст – діаметр між ступінчатого ущільнення; - потенціальний напір; U – окружна швидкість на виході робочого колеса; D2 – діаметр колеса; Визначаємо зусилля, яке діє на перше колесо: Визначаємо зусилля діюче в сторону нагнітання: (4.14) Визначаємо силу, яка діє на ущільнення: (4.15) Визначаємо осьове зусилля діюче на робочі колеса: Осьове зусилля діюче в області заднього кінцевого утілення в сторону всмоктування рівне: (4.17) Повне осьове зусилля діюче на роторі: (4.18) Осьове зусилля врівноважується осьовою силою, яка діє на торцову поверхню розвантажувального диску в сторону заднього підшипника. Повний перепад напору: 4.3. Енергетичний баланс і розрахунковий коефіцієнт дії насоса. Механічний коефіцієнт корисної дії насоса. Механічні втрати включають в себе: а) втрати на дискове тертя робочих коліс; б) втрати на тертя розвантажувального диска; в) втрати кільцевих ущільнень; г) втрати в підшипниках і сальниках насоса. Розрахунок втрат на тертя по боковим поверхностям проведемо по формулі: (4.20) а) для робочого колеса: б) для розвантажувального диска: Розрахунок втрат на дискове тертя по циліндричним поверхням проведемо по формулі: (4.21) а) для робочого колеса: б) для попереднього ущільнення колеса І ступені: в) для переднього ущільнення колеса проміжної ступені (Рис. 4.3): г) для між ступінчатого ущільнення: д) для розвантажувального диска: е) для втулки диска: є) для попереднього кінцевого ущільнення: ж) для заднього кінцевого ущільнення: Сумарна потужність дискового тертя рівна: (4.21) Розрахунок втрат на тертя в сальниках ведеться по формулі: (4.22) де - кутова швидкість, с-1; - коефіцієнт тертя набивки на поверхні вала; - коефіцієнт тертя набивки на сальниковій коробці; - максимальний тиск перед сальником, МПа; l – довжина сальника, м; r – радіус втулки під сальником, м; S – товщина кільця сальника, м; Сумарні втрати в сальниках: (4.23) де Nпід – потужність тертя в підшипниках насоса, яку приймаємо 1кВт (згідно практичних даних) Nтр = 164+7,26+1 = 172,6 кВт; Механічний коефіцієнт корисної дії насоса визначаємо по формулі: (4.24) де ηг – гідравлічний коефіцієнт насоса; h2 =0,89; (4.25) Об’ємний коефіцієнт насоса: (4.26) Повний коефіцієнт корисної дії насоса: (4.27) Із врахуванням поправки на збільшення внаслідок зменшення діаметра колеса по відношенню до діаметра колеса моделі коефіцієнт корисної дії насоса рівний: (4.28) Із врахуванням поправки на масштабний ефект внаслідок зменшення діаметра колеса по відношенню до діаметра колеса моделі коефіцієнт корисної дії колеса рівний: (4.29) 4.4. Розрахунок кінцевих ущільнень. В залежності від тиску всмоктування можливі такі варіанти роботи кінцевих ущільнень: Жорсткі щілини призначені для розвантажування сальника при тиску у вхідному патрубку 2,5÷3 МПа; Під час всмоктування зміна тиску 0,2 МПа; Перепад тиску в щілині 3,0-0,2=2,8 МПа; Під час всмоктування зміна тиску 0,1÷0,6 МПа; Слід відмітити, що жорстка щілина, як ущільнення не працює (відбір води перед сальниками не проводиться, працює один сальник). Проведемо розрахунок втрат через кінцеві ущільнення. Визначимо розхід по формулі: (4.30) де μ –коефіцієнт розходу; bmax – максимальний зазор в щілині; ΔH – перепад тиску в щілині; f – площа попереднього січення щілини; (4.31) Відповідно при роботі насоса з підпором в 3 МПа потрібно відводити 2·0,003=0,006 м3/с; При роботі насоса з висотою всмоктування (3...4м) потрібно подати воду для запирання сальників в кількості: 2·0,83·10-3 = 1,66·10-3 м3/с; 4.5. Вибір електродвигуна. Максимально можливо потужність, яка споживається агрегатом (на валу електродвигуна) (4.32) Для насоса вибираємо електродвигун типа СТД і АРМ, із слідуючою характеристикою: Nел = 1600 кВт; n = 3000 об/хв.; V = 6000 В; 4.6. Розрахунок масло системи агрегата. Розрахунок кількості мастила, необхідного для змащування упорного підшипника. Вихідні величини: z = 6; r о = 38 мм; b = 26,5 мм; =45о; to= 42oC; Площина подушки рівна: (4.33) де R = ro+b = 0,038+0,026 = 0,064 м; Навантаження на подушку визначається по формулі: ; (4.34) де Fo – зусилля стиснутих пружин, діючих на упорний підшипник; Питомий тиск на подушку: (4.35) Величина підвищення температури мастила в підшипнику визначається із залежності: (4.36) де k1 – визначається по графіку в залежності від (заводські дані); (4.37) ; k1 = 1,87; ; Середня температура мастила: (4.38) tм = 42+2 = 44оС; Абсолютна в’язкість мастила турбінного “22” при температурі t=44оС; μ = 2,73·10-6 Па·с; Визначимо повний розхід мастила на одну подушку: (4.39) (4.40) де kSi – коефіцієнт, який визначається в залежності від kSi=0,0063; На всі подушки одної сторони розхід мастила становить: ; (4.41) Повний розхід мастила на весь підшипник рівний: (4.42) Приймаємо розхід мастила на упорний підшипник: Баланс мастила. Розхід мастила на упорний підшипник: Розхід мастила на зубчату муфту: Розхід мастила на підшипники двигуна: Розхід мастила на насосний агрегат: 1·10-3 м3/с; 4.7 Розрахунок пружини Розраховуємо циліндричну пружину стиску для ущільнюючого вузла насоса. Вихідні дані для розрахунку: максимальне осьове зусилля, що розвиває пружина, F = 600 Н при її деформації λ= 25 мм; середній діаметр пружини D = 16 мм; пружина працює в умовах циклічного навантаження із числом циклів Nu ≤104 за строк її служби при коефіцієнті асиметрії напружень R ≈0,50. Орієнтуючись на виготовлення пружини із пружинного дроту ІІІ класу міцності діаметром d ≈ 2 мм, вибираємо границю міності цього дроту σ = 800 МПа. Тоді за рекомендаціями допустиме напруження кручения витків [τ] = 0,5σBKL (4.43) [τ] = 0,5·800·0,8 = 240 МПа. Тут коефіцієнт довговічності пружини KL. Якщо попередньо взяти індекс пружини С`=7, то К\'=1+ 1,4/С\' (4.44) К\'= 1 + 1,4/7= 1,2. За формулою потрібний діаметр дроту для виготовлення пружини d ≥ √ 8FК\'C\'/(π([τ])=√ 8·600·1,2·7/ (3,14-240) = 2,38 мм. Візьмемо стандартний діаметр пружинного дроту d= 2 мм. Тоді фактичний ін-декс пружини С = D/d (4.45) С = 16/7 = 7,143. При граничному навантаження Flp=1,1F (4.46) Fl=1,1·600= 660Н розрахункове напруження кручения у витках пружини взятих параметрів τ =8FrpDK/(nd3) (4.47) τ = 8·660·16·1.196/(3,14 23) = 201, МПа, що менше від допустимого [τ] = 200 МПа розрахунок τ виконано, якщо С = 7,143 i К (4.47) С= 1+ 1,4/7,143= 1,196). За формулою потрібна кількість робочих витків пружини i = Gd4 λ /(8FD3) (4.48) i = 8·104·24·25/(6600·163) ≈4. Тут G=8- 104 МПа — модуль пружності при зсуві для сталі. Загальна кількість витків пружини i0 = i + 2 = 6 + 2 = 8. При максимальному осьовому навантаженні F = 800 Н мінімальний зазор між витками ∆= 0,2 λ / i (4.48) ∆= 0,2·25/4 = 1,25 мм. Крок витків не навантаженої пружини h = λ/ i + d +∆ (4.48) h = 25/4 + 2 + 1,25 ≈ 9 мм. Довжина пружини, стиснутої до дотику витків, Нгр = (i0 — 0,5) d (4.49) Нгр = (8 — 0,5) 7 = 52,25 мм. Довжина ненавантаженої пружини Н0 = Нгр + i(h — d) (4.50) Нгр = 52,25 +4 (9 — 2) = 52,82 мм. Довжина дроту для виготовлення пружини L = nD i0/cosα L = 3,14·16·6/cos 4,37° = 301,44 мм, де α = arctg[h/(πD)] α = arctg [9/(3,14·16)] =2,75°. Размер файла: 1,3 Мбайт Фаил: ![]()
Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать!
К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчёт уплотнения рабочего колеса центробежного секционного насоса ЦНС 180-1900 оборудования для закачки воды в пласт системы ППД-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа