Установки погружных центробежных насосов (УЭЦН)

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 ? вт.,

  где, D вт – диаметр втулки, мм;

         D в – диаметр вала насоса, мм;

       ?вт. – 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.= ?D2ср.*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 ?1 и ?2 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 + 2?вт.

     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=(?Dср.* 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) ?1=27;

       ?2=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:

                                                           ?=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 *?

  где, Q – подача насосной установки;

          H – напор насоса

           j-относительный удельный вес жидкости

          ?-КПД насоса;

  Q = 30 м3 /сут =3,5*10-4 м3 /с

  Н = 1350 м

  j=1900 кг/м3

  ?=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):

  ?см.= 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

  ?см=          2*1,17

       0,017(0,0016-0,0008)*0,01

  ?см.=17205881 Н/м2

  ?см.=17,2 Мпа

  Шпонка представляет собой кружок  твердый,  вытянутый,  изготовленный  из

латуни марки П63. Сопротивление латуни этой марки разрыву:

  ?в=75-95 кгс/мм2

  ?в=750-950 МПа

  Сопротивление смятию находится в пределах Ѕ ?в, запас прочности на смятие

нас удовлетворяет.

                3.3.Проверочный расчет шлицевого соединения.

  Шлицевое соединение проверяется на смятие по формуле:

                                                                     ?см.=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-2f)*l

                                 (3.24)

                                                          2