UECN (654453), страница 5

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 5)

2.Установить обе части муфты на фланцевое соединение винтами вниз так, чтобы срезанная плоскими часть муфты находилась под кабелем.

3.Соединить часть муфты винтами при помощи шестигранного ключа, и расклинить винты со стороны разрезанной части, для предотвращения самопроизвольного развинчивания.

Аналогично установить муфту при наличии многосекционного насоса между всеми модулями.

Демонтаж муфты осуществить следующим образом:

1.Сжать плоскогубцами расклиненные концы винтов.

2.Вывинтить винты из корпуса страховочные муфты, разъединить части муфты и снять их.

3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1.Расчет ступени ЭЦН

3.1.1.Расчет рабочего колеса.

При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны подача и напор насоса, скорость вращения вала и диаметр обсадной колонны скважины для работы в которой предназначен насос. (1)

Подача, Q – 30 м\сут.

Напор, H – 1300 м.

Частота вращения вала, n – 3000 об\мин.

Внутренний диаметр корпуса насоса, d – 82 мм.

Внутренний диаметр корпуса ступени, d – 76,5 мм.

После того, как установлен внутренний диаметр ступени, можно приступать непосредственно к расчету проточной части рабочего колеса и других размеров.

Для этого необходимо выполнить следующее:

а) Определить наибольший внешний диаметр рабочего колеса D max

D2max=Dвн.–25, (3.1.)

где, S – радиальный зазор между внутренней стеной корпуса ступени

D вн. и наибольшим диаметром рабочего колеса D max.

Этот зазор выбираем в пределах S=2-3 мм

б) Определим приведенную подачу рассчитываемой ступени:

Qприв.=2800( 90 )³ Q, (3.2)

n D2max

где, 2800 – приведенная скорость вращения единичного насоса в об\мин.

90 – наибольший внешний диаметр рабочего колеса единичного

насоса в мм.

n – число оборотов вала, об\мин.

Q – рассчитываемая подача, л\с.

в) Определяем диаметр втулки при входе в рабочее колесо:

Dвт.=Кdвт*D2max, (3.3)

где, K d вт – коэффициент, соответствующий полученному значению

Q прив, 0,31.

После определения диаметра втулки необходимо проверить возможность размещения вала насоса.

При этом должно быть соблюдено условие:

D = d + 2 δ вт.,

где, D вт – диаметр втулки, мм;

D в – диаметр вала насоса, мм;

δвт. – толщина ступени втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150, можно принять Sвт=2-4 мм);

г) Определяем наибольший диаметр входных кромок лопастей D1 max по уравнению:

D1max=D2max

KD1max (3.4)

где, КD1 max – коэффициент, определенный для Q прив, 2,3;

в) Определяем диаметр входа D в рабочее колесо:

D0=КD0*D1max, (3.5)

К – коэффициент диаметра входа в рабочее колесо для данного

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=√D² вн.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=√D² вн.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=√D² вн.ст. – F’’ (D2max)²

0,785 90

D3=√76,5² – 800 (72,5)²

0,785 90

D3=72,04 мм;

КПД ступени 0,38

3.2.Проверочный расчет шпоночного 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

Характеристики

Список файлов реферата