Установки погружных центробежных насосов (УЭЦН) (стр. 6 из 14)
Qприв, 0,96;
е) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей рабочего колеса D2 min:D2min=√D2вн.ст.–1*(D2max)2*Fприв
0,78590 (3.6)
где, Fприв – приведенная площадь без лопаточного кольца между стенкой
корпуса ступени Dвн.ст. и ободом верхнего диска рабочего колеса
D2 min. Находят для Q Fприв = 1600 мм.
ж) Определяем наименьший диаметр входных кромок лопастей D1min:
D1min= D2max
KD1min (3.7.)
где, KDmin – коэффициент определяемый для Qприв.
з) Определяем высоту канала b на выходе из рабочего колеса.
в=Кb2*D2max, (3.8)
где, Кb2 – коэффициент, определяемый для Q, 0,016;
и) Определяем высоту канала b1 на входе в рабочее колесо.
b1=Kb1*D2max, (3.9)
Кb1 – коэффициент, определяемый для Q, 0,036;
к) Напор ступени определяют по коэффициенту окружной скорости
Кv2окр., пользуясь уравнением:
Kv2окр.=V2окр.max (3.10)
60√2gH
где, V2окр. – окружная скорость на диаметре D2max рабочего колеса;
Кv2окр.= πD2ср.*n
60√2gH (3.11)
где, K v2окр. – коэффициент окружной скорости, Кv2окр. = 1,33;
D2ср. – внешний диаметр рабочего колеса, мм;
п – число оборотов вала, об/мин;
g – ускорение свободного падения, м/с;
л) Определяем коэффициент быстроходности ступени;
м) Определяем конструктивные углы β1 и β2 от быстроходности ступени.
Расчет колеса:
а) D2max=Dвн.ст. – 2S
В2max=76,5-2*2
D=72,5 мм;
б)Qприв = 2800 (90 )3 *Q;
n D2max
Qприв = 2800 ( 90 )3 * 0,347;
3000 72,5
Qприв=0,6196 л\с;
в) d вт.=Кdвт*D2max
dвт=0,31*72,5
dвт=22,475 мм;
dвт=dв + 2δвт.
dвт=17+2*2/5
dвт= 22 мм;
г)D1max= D2max
KD1max
D1max=72,5
2,3
D=31,52 мм;
д) D0=К0*D1max;
D0=0,96*31,52;
D0=30,26 мм;
е) D2min=√D2вн.ст. - 1 (D2max)2 *Fприв.0,785 90
 |
D2min=√76,52 – 1 (72,5)2 *1600
0,785 90
D2min=67,3 мм;
ж) D1min= D2max
KD1min
D1min= 72,5
2,2
D1min=32,95 мм;
з) b2=Кb2 * D2max;
b2=0,016*72,5
b2=1,16 мм;
и) b1=Кb1*D2max
b1=0,036*7,25=2,61 мм;
к) Н=(πDср.* Н)2* 1
60*КН2 2g
Н=(3,14*0,0725*3000) * 1
60*1,33 2*9,81
Н=3,73 м;
л) Hs=60;
м) β1=27;
β2=53;
3.1.2. Расчет направляющего аппарата.
Осевой направляющий аппарат ступени погружного центробежного насоса рассчитывают следующим образом:
а) Определяем приведенную подачу и по ней определим приведенную, а затем действительную высоту рассчитываемой ступени:
lприв=22;
l=lприв.*D2max (3.12)
90
б) Определяем высоту междулопаточных каналов:
b3пр.=90*b3 (3.13)
D2max
где, b3пр.- приведенная высота от приведенной подачи, 3.3;
b3пр.= b3прив.* D2max
90
в) Находим диаметр диафрагмы D направляющего аппарата:
F”прив.=0,7859(D2вн.ст.-D2)*(90)2 (3.14)
D2max
где, F”прив-приведенная площадь кольца внутренней стенкой корпуса
ступени и диаметром ступени, 800;D3=√D2вн.ст. – F’’прив. *(D2max)2
0,785 90
Расчет направляющего аппарата:
а) l=l прив. * D2max
90
l=22*72,5
90
l=17,7 мм;
б) b3=b3прив.*D2max
90
b3=3,3 * 72,5
90
b3=2,66 мм;
в) D3=√D2вн.ст. – F’’(D2max)20,785 90
D3=√76,52 – 800 (72,5)20,785 90
D3=72,04 мм;
КПД ступени 0,38
3.2.Проверочный расчетшпоночного соединения.
Шпоночное соединение проверяется по боковым граням шпонки под действием окружного усилия, передаваемого рабочему колесу:
σ=2Mр.к.D(h-t)*l (3.15)
где, Мр.к. – момент передаваемый рабочему колесу.
D – диаметр вала;
t - глубина паза по валу;
l - длина посадочной части рабочего колеса;
h – высота шпонки.
Момент, передаваемый рабочему колесу определяется из мощности передаваемой двигателем насосу. Мощность двигателя выбирают по основным параметрам насоса. К основным параметрам относятся подача, напор, КПД. Для определения напора необходимо определить количество ступеней находящихся в насосе. Количество ступеней можно определить следующим образом. Существует 5 видов секций отличающихся длиной, в зависимости от длины в каждой секции располагаются различное число ступеней. Для расчета возьмем следующий насоса: ЭЦН М-5-50-1300 состоящий из 2-х секций № 2 и № 5, в некоторых расположено 264 ступени, в секции № 2 расположено 73 ступени, а в секции № 5 расположено 192 ступени. Длина одной ступени ЭЦН 50 - 24 мм. Ступени насоса в секциях располагаются в пределах:
L=n*l (3.16)
где, n – число ступеней;
l - длина одной ступени;
L = (72*24) + (192*24)
L = 1728 + 4608
L = 6336 мм
Длина одной ступени ЭЦН – 30 равна 17,5 мм, в секциях расположится:
nр=L (3.17)
lp
где, np – число ступеней, рассчитываемого насоса в двух секциях;
lp – длина одной ступени ЭЦН – 30.
np=6336
17,5
np=362 ступени
Значит в секции № 2 расположится 99 ступеней, а в секции № 5 расположится 263 ступени. Напор одной ступени равен 3,73 м. Общий напор равен произведению количества ступеней на напор одной ступени:
H=N*h (3.18)
где, h-напор одной ступени
H=362*3,73
H=1350,26 м
H=1350 м.
Гидравлическая мощность насоса равна:
Nг=Q*H*j (3.19)
102 *η
где, Q – подача насосной установки;
H – напор насоса
j-относительный удельный вес жидкости
η-КПД насоса;
Q = 30 м3 /сут =3,5*10-4 м3 /с
Н = 1350 м
j=1900 кг/м3
η=0,43
Nг=3,5*10-4 *1350*1300
102*0,43
Nг =15 КВт
Мощность двигателя должна быть:
Nд ≥ 1,05 Nг, (3.20)
где Nд – мощность двигателя;
Nг – гидравлическая мощность насоса;
Nд = 1,05*15
Nд=15,8 КВт
По (1) подбираем двигатель, соответствующий условию отраженному в формуле (3.20):
Двигатель ЭД 20-103
Мощность двигателя Nд=20 КВт.
Момент, передаваемый на рабочее колесо:
Мр.к.=Nдв. (3.21)
Nz*n
где, Nдв. – мощность подобранного двигателя;
Nz – число рабочих колес, установленных в насосе;
n – число оборотов вала насоса;
Nz =362 ступени
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Мр.к. = 20*103
362*47,33
Мр.к.=1,17 Вт.
Расчет шпонки на смятие производится по формуле (3.15):
σсм.= 2Мр.к.
D (h-t)*l
Мр.к.=1,17 Вт.
D=17мм=0,017 м
l=10мм=0,01 м
h=1,6мм=0,0016 м
t=0,8мм=0,0008 м
σсм= 2*1,17
0,017(0,0016-0,0008)*0,01
σсм.=17205881 Н/м2
σсм.=17,2 Мпа
Шпонка представляет собой кружок твердый, вытянутый, изготовленный из латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву:
σв=75-95 кгс/мм2
σв=750-950 МПа
Сопротивление смятию находится в пределах ½ σв, запас прочности на смятие нас удовлетворяет.
3.3.Проверочный расчет шлицевого соединения.
Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле:
σсм.=Т (3.22)
0,75z Асм*Rср.
где, Т – передаваемый вращаемый момент;
z - число шлицев;
Ам – расчетная поверхность смятия;
Rср. – средний радиус шлицевого соединения.
Средний радиус шлицевого соединения определяется как:
Rср.=0,25 (D+d) (3.23)
где, d-диаметр впадин шлицев, ;
D-максимальный диаметр шлицев;
D=0,017 м
d=0,0137 м
Rср.=0,25 (0,017+0,137)
Rср.=0,007675 м
Расчетная поверхность смятия равна:
Асм.=(D-d-2ƒ)*l (3.24)
2
где, ƒ-фаска на шлицах;
l-длина контактирующей поверхности шлицевого соединения;
ƒ=0,003 м
l=0,04 м
Асм.= (0,017-0,0137 – 2*0,0003)*0,04
2
Асм.=0,000042 м2
Т=Nдв (3.25)
n
где, Nдв.- мощность двигателя;
n - число оборотов вала;
Nдв.=20 КВт=20000Вт
n=2840 об/мин=47,33 об/сек
Т=20000
47,33
Т=422,6 Н*м
σсм.= 422,6
0,75*6*0,000042**0,007675
σсм=291308000 Н/м
σсм=291,308 Мпа.
Вал насоса изготовлен из высоколегированной стали.
[σсм]вала=500-1100 МПа.
Следовательно, шлицевое соединение, рассчитанное нами и проверенное на смятие удовлетворяет нашему насосу.
3.4.Расчет вала ЭЦН
Различают валы прямые, коленчатые и гибкие. Наибольшее распространение имеют прямые валы. Коленчатые валы применяют в поршневых машинах. Гибкие валы допускают передачу вращения при больших перегибах. По конструкции различают валы и оси гладкие, фанонные или ступенчатые, а так же сплошные и полые. Образование ступеней на валу связано с закреплением деталей или самого вала в осевом направлении, а также с возможностью монтажа детали при подсадках с натягом. Полые валы изготавливают для уменьшения массы или в тех случаях, когда через вал пропускают другую деталь, подводят масло и пр. Прямые валы изготавливают преимущественно из углеродных и легированных сталей.
Валы рассчитывают на прочность.
Расчет вала на прочность.
Во время работы вал насоса подвергается воздействию крутящего момента, осевой сжимающей нагрузки на верхний торец вала и радиальной нагрузки. Радиальная нагрузка на вал вызывается насосным расположением валов секций насоса и протектора и возможность неточного изготовления шлицевого соединения.
Предварительно оценивают средний диаметр вала по внутреннему диаметру шлицев d концентрационных напряжений и изгиба вала:
τкр=Mкр.max=Mкр.max (3.26)
Wр=0,2*d3вн.
где, dвн.=Мкр.max (3.27)0,2*τкр
Максимальный крутящий момент:
Мкрmax=Nmax (3.28)
w
где, Nmax– приводная мощность двигателя, 13 т;