Установки погружных центробежных насосов (УЭЦН)

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

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*d³ вн.

где, dвн.=Мкр.max                                                                                             

(3.27)

0,2*τкр

Максимальный крутящий момент:

Мкрmax=Nmax                                                          (3.28)

w

где,  N max– приводная мощность двигателя, 13 т;

w=  π*n      - угловая скорость, сек;

30

п-частота вращения электродвигателя, об/мин.

Напряжение на кручение определяем по пределу текучести материала  σт.

Допустимое касательное напряжение при кручении принимаем с коэффициентом

запаса прочности η=1,5;

τ=[τ]= τт  = σт   (3.18)

η     2η

Для вала насоса ЭЦН берем сталь 40ХН с пределом текучести τ=750 Мпа.

Насосное соединение валов и  некомпенсированные зазоры создают  радиальную

нагрузку в 60-130 кг.с, действующую на шлицевой конец вала насоса.

Радиальная нагрузка Р, находится по формуле:

Р1=K[3E*J*∆у]                                                       (3.29)

                                                    C³

где, К – коэффициент, учитывающий компенсирующее влияние зазоров

и равный 0,45-0,85;

Е – модуль упругости материала  вала, Па.

J – момент инерции вала, принимаемый  с учетом тела втулки. М;

∆у – стрела прогиба шлицевого  конца вала, вызванная неспособнос-

тью в сочленении насоса и протектора, принимается равным 25*10 м;

С – расстояние от центра подшипника до середины муфты, м;

Момент инерции вала:

J=π*d⁴вн.*а*(D-dвн.)*(

D+dвн.)*z                                       (3.30)

64

где, а – ширина шлицы, м;

D – наружный диаметр шлицев, м;

z – число шлицев.

Радиальная нагрузка на вал Р2, зависящая от неравномерной передачи крутящего

момента шлицами малы и ею можно пренебречь.

Пять работающих шлицев дают нагрузку, равную 0,2*Р, где

Рокр.=2*Мкр.max                                                        (3.31)

dср.

где, D – средний диаметр шлицев.

Р2=0,2*Рокр.                                                         (3.32)

Изгибающий момент на шлицевом конце  вала:

           Мизгб.max=(Р1+Р2)*b                                            (3.33)

где, b-расстояние от середины муфты  или от точки приложения силы Р

до проточки под стопорное кольцо, м.

Мизг.max.=(Р1-Р2)*b.

Зная момент изгиба и момент кручения, можно определить напряжение изгиба и

кручения в опасном сечении  вала (под проточку на стопорное  кольцо).