4.1.9 Деякі розрахунки основних деталей

електровідцентрового насоса

При розрахунку насоса провіряють його габарити. Діаметри корпусів насосів для свердловин з обсадними колонами одного номінального розміру уніфіковані. Корпус має зовнішні діаметри, відповідно рівні для колон 146 мм з товщиною стінки до 8 мм – 103, при всіх товщина стінки обсадної колони (аж до 12 мм) – 92; для колон 168 мм – відповідно 114, 100 мм і для обсадних колон із внутрішним діаметром не менше 112 мм – відповідно 86 мм.

Довжина корпусу насоса не повинна перевищувати 6 м – прийнятого найбільшого розміру уніфікованого корпусу.

Високонапірні насоси складаються із декількох секцій, в корпусах яких розміщені всі ступені.

Розрахунок корпусу насоса. Корпус розраховують таким чином.

1) Вибирають вихідні дані розрахунку: геометричні розміри корпусу і його найбільш слабкі місця; напір, на який розраховується корпус.

2) Визначають зусилля попереднього затягування пакета ступеней. Затягування повинно забезпечити щільність в місцях з’єднання ступеней і попередити провертання направляючих апаратів.

Вираз для сили затягування знайдений з врахуванням пружності корпусу і стягуючих ступеней.

Задача дещо ускладнюється тим, що робоче навантаження на направляючі апарати не рівномірні по висоті насоса. Воно найбільше для нижньої ступені (сила від напору всіх ступеней) і найменше для верхньої (сила від напору однієї ступені).

У загальному вигляді залежність для визначення сили затягування

Т > XP_н + G₁, (4.1)

де P_н – найбільше робоче навантаження (тобто зусилля від тиску нагнітальної рідини на ступені при режимі закритої засувки);

G₁ - вага заглибного агрегату (насоса, гідрозахисту, електродвигуна);

Х - коефіцієнт основного навантаження.

Розкриваючи коефіцієнт основного навантаження і P_н отримаємо:

T = k , (4. 2)

де Е_к , Е_н.а – модулі пружності матеріалів корпусу і направляючих апаратів відповідно;

F_к , F_н.а – площі відповідно поперечного перерізу корпусу і направляючих апаратів;

Н - напір насоса в режимі закритої засувки;

r_вн - внутрішній радіус розточки корпусу;

К - коефіцієнт запасу щільності стику. Приймається рівним 1,4 – 1,5.

3) Повне осьове навантаження складається із зусиль попереднього затягування, і додаткового зусилля, яке виникає при роботі насоса

= T + , (4. 3)

Модуль пружності для чавуну направляючого апарата:

=1.45 МПа.

. (4. 4)

4) Визначають осьове напруження в ослабленому перерізі корпусу, наприклад у проточці:

. (4. 5)

F_k - площа поперечного перерізу корпусу в ослабленному перерізі.

5) Визначають тангенціальне напруження в ослабленому перерізі корпусу:

, (4. 6)

де – коефіцієнт Пуассона для сталі 45, = 0,28;

Р - тиск рідини в насосі під час роботи;

S - товщина стінки корпусу в ослабленому перерізі.

Враховуючи умову, що тиск нагнітання рідини діє на корпус:

. (4. 7)

6) Визначають радіальне напруження на внутрішньому діаметрі проточки корпусу:

(4. 8)

Корпус насосів виготовляють із трубних заготовок (l = 2100, 3600, 4200, 5100, 6150 м ).

7) Визначають еквівалентне напруження за енергетичною теорією:

= (4. 9)

Еквівалентне напруження повинно бути менше границі плинності матеріалу корпусу, n = ;

Для сталі 45 границя плинності  _у= 360 МПа.

Розрахунок вала насоса. Практика експлуатації ЕВН показала, що найбільш правильно розраховувати вали виходячи із умов їх нормальної роботи при максимальній потужності насоса, не враховуючи аварійних навантажень при заклинюванні вала.

Навантаження. При нормальній роботі вал насоса піддається дії:

- крутного моменту;

- осьового стискаючого навантаження на верхній торець вала;

- радіального навантаження на шліцеву муфту.

Найбільші навантаження прикладені до вала в його нижній частині.

Крутний момент обумовлюється споживаною насосом потужністю і частотою обертів вала.

Осьове навантаження враховують при перевірці стійкості вала, (при перевірці на міцність вала ним нехтують).

Радіальне навантаження на вал викликане не співвісним розміщенням валів насоса і протектора у зібраному агрегаті і неточністю виготовлення шліцевого з’єднання.

Визначення розмірів вала:

- визначають орієнтовно розміри вала за внутрішнім діаметром шліців без врахування концентрації напружень і згинання вала:

, (4.10)

, (4.11)

де - крутний момент, який виникає при запуску насоса, причому = (1,4 - 1,7) Т_н.

Т_н - номінальний крутний момент.

Для визначення Т_н використовують відому формулу

_Тн = . (4.12)

Вал працює більшу частину часу при постійних навантаженнях, тому допустиме напруження на кручення приймають виходячи із запасу міцності , яке беруть 1,8 – 2,2, напруження на розтяг, рівного []_р =

де _и – границя міцності матеріалу вала.

[]_кр = (0,5 – 0,6)[]_р , (4.13)

За діаметром вибирають розмір стандартного шліцьового з’єднання так, щоб внутрішній діаметр шліців був рівний або більший розрахункового. За допомогою шліців з’єднують вали відцентрового насоса і протектора, а також секції між собою.

Вали ЕВН виготовляють протягуванням із прутків сталі 03Х14Н7В, (_и = 930 МПа, = 785 МПа).

Заготовки для валів – прутки діаметром 17, 20, 22, 25, 28, 30 мм.

Сучасні методи виготовлення дозволяють забезпечити високу точність і взаємозамінність шліцьових деталей. В заглибних відцентрових насосах застосовують прямобічне шліцеве з’єднання із центруванням по зовнішньому діаметру, так як ставляться підвищені вимоги до точності спряження валів насоса і привода.

Максимальні дотичні напруження при крученні розраховують для нижнього шліцевого кінця вала:

 = Т_макс  W_р , (4.14)

де W_р – момент опору шліцевого кінця вала.

Для передачі крутного моменту T на робочі колеса насоса використовують шпонкове з’єднання. На валу фрезерують загальну шпоночку канавку, в яку закладають чистотягнуті прутки із латуні або сталі (для

високонапірних насосів). В робочих колесах виготовляють шпонковий паз. Розміри шпонок вибирають із розрахунку на зминання по бокових гранях шпонки під дією колової сили F_t, яка передається робочому колесу

(4.15)

де h - висота шпонки;

t - глибина паза на валу;

l – довжина посадочної частини робочого колеса;

d – діаметр вала.