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

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

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°.