4 Расчет эцн на прочность

4.1 Расчет корпуса эцн на прочность

Наибольшие нагрузки действуют па корпус насоса в то время, когда насос работает на режиме закрытой задвижки.

На корпус действуют осевые усилия от давления Р_н развиваемого насосом; усилие предварительной затяжки ступеней действующее в момент работы насоса на режиме закрытой задвижки, и вес оборудования, расположенного под насосом (насос, электродвигатель с гидрозащитой).

В высоконапорных насосах наиболее нагруженным являет корпус верхней секции. Корпус рассчитывают по сечению проточки для вывода верхней внутренней резьбы под ниппель,так как оно является наиболее слабым.

Осевое усилие от действия столба жидкости, создаваемого насосом в режиме закрытой задвижки,

где D– диаметр проточки у выхода резьбы;

Н'_н напор, создаваемый насосом в режиме закрытой задвижки (определяется по характеристике насоса);

ρ_ж — плотность добывае­мой жидкости.

Усилие предварительной затяжки ступеней Р_н.з рассчитывают из условия нераскрытия стыка ниппеля и чашки верхней ступени при приложении усилия от действия гидравлической нагрузки Р_н. В этом случае величина относительных деформаций корпуса насоса в месте проточки должна быть равна относительной деформации направляющих аппаратов:

Отсюда усилие предварительной затяжки

где Е_к , Е_на -.модули упругости материалов корпуса насоса и направляющего аппарата соответственно; для корпуса насоса (ст. 35) Е_к =-2,04- 10⁵ МПа; для направляющего аппарата (специальный легированный чугун) Е_на = 1,45 10⁵ МПа.

Усилие предварительной затяжки целесообразно увеличит на коэффициент запаса плотности стыка = 1,2, учитывающий возможные отклонения модуля упругости направляющего аппарата из чугуна.

Площади поперечною сечения корпуса в месте проточки и «чашки» направляющего аппарата определяются по формулам

=0.785

где D_н — наружный диаметр корпуса;

d — наружный диаметр корпуса «чашки» направляющего аппарата;

d_вк — внутренний диаметр направляющего аппарата.

Внутренний диаметр направляющего аппарата при проектном расчете определяется из соотношения d_вк = d—2b, где b - — (0,25—0,3) [18].

Осевое напряжение от суммарного действия трех сил в сечении проточки

Тангенциальное напряжение в теле корпуса, находящегося под давлением,

где S — толщина стенки в проточке корпуса.

Эквивалентное напряжение в ослабленном сечении корпуса, находящегося под внутренним давлением жидкости, вычисляется по теории наибольшей потенциальной энергии формоизменения [25]:

Эквивалентное напряжение должно быть меньше предела текучести материала корпуса насоса:

где n=1,5

Далее следует проверить правильность выбора внутреннего диаметра направляющего аппарата d_вк из условия [18]:

где σ_с — напряжения сжатия н станке «чашки» направляющего аппарата от усилия предварительной затяжки ступеней; К| — допускаемое напряжение сжатия,

Здесь σ_в - 180 МПа -- предел прочности при растяжении специального легированного чугуна;

n — коэффициент запаса, n = 1,5.

Задача 23. Рассчитать на прочность корпус ЭЦН6-100-1500 при напоре в режиме закрытой задвижки 1650 м.

Дано: электродвигатель — ПЭД65-117;

корпус насоса —- ст. 35, σ_т -300 МПа;

направляющий аппарат — чугун (серый);

σ_В- 180 МПа; Е_на=---1.45 ∙10⁵ МПа;

плотность добываемой жидкости ρ_ж=1100 кг/м^ч;

кабель КПБП 3x16 массой 1.17 кг/м.

Решение. Из табл. 3.1 и описания определяем, что диаметр корпуса насоса гp 6 равен 114 мм, масса его 335 кг, длина 6,6 м, имеет 212 ступеней, внутренний диаметр ранен 100 мм.

Из характеристики электродвигателей (табл. 3.3) ПЭД65-117 имеет длину 7,5 м и массу 525 кг. Ему соответсг- вует гидрозащита Г1114Д массой 59 кг и длиной 2,3 м.

По формуле (4.3) определим F_K, учитывая, что высота резьбы в месте внутренней проточки равна 1,8 мм:

F^п_к = 0,785 [0,114²—(0,100 +2-0,0018)²] = 1,776 10^-3 м².

Площадь поперечного сечения направляющего аппарата (формула 4.3)

Гидравлическая нагрузка (формула (4.1))

Усилие предварительной затяжки (формула (4.2))

Вес оборудования сложится из веса насоса, электродвигателя, гидрозащиты и кабеля на длине насоса и протектора:

G=(335+525+59+1.17 8.9) 9.81=9123 H

Осевое напряжение от действия трех сил по формуле (4.4)

Тангенциальное напряжение в теле корпуса (формула (4-5))

где толщина стенки в ослабленном сечении S = 5,25-10^-3 м.

Эквивалентное напряжение по формуле (4.6)

Коэффициент запаса

Напряжение сжатия в стенке направляющего аппарата (формула (4.7) )

РАСЧЕТ ВАЛА ЭЦП НА ПРОЧНОСТЬ

Hа вал насоса насаживаются рабочие колеса, свободно передвигающиеся по валу в осевом направлении и ограниченные в перемещении нижним и верхним направляющими аппаратами.

Вал насоса представляет собой стальной стержень, который, благодаря многократной протяжке и дальнейшей обработке на правильно-полировальном станке, имеет высокую точность по диаметру, прямолинейность и малую шероховатость.

При большой длине погружных центробежных насосов 6000—10500 мм применяются валы довольно малого диаметра: 17, 20, 22, 25, 28 мм, в то время как передаваемые этими валами максимальные мощности при установившихся режимах работы составляют значительную величину: 52, 80, 110, 150 и > 230 кВт, минимально допустимое значение коэффициента запаса прочности по пределу текучести принято равным 1,2 [25].

Валы насосов обычного исполнения изготавливают из высокопрочной стали 03X14Н7В по ТУ 14-1-2749-79. а коррозионно-стойкого — Н65Д29ЮТ — ИШ (К-монель).

Надежность и работоспособность погружных насосов в большей степени зависят от прочности вала.

При расчете вала необходимо рассмотреть два режима работы: периоды запуска, когда возникают динамические нагрузки. и нормальный установившийся режим.

Нормальный установившийся режим характеризуется воздействием на вaл следующих основных нагрузок:

• крутящего момента:

• осевых нагрузок от давления столба откачиваемой жидкости на верхний торец вала п частично передаваемых от рабочих колес;

• радиальной нагрузки, передаваемой шлицевой муфтой;

• центробежных сил, возникающих от неуравновешенности рабочих колес п работы вала за критическим числом оборотов.

В период запуска добавляются динамические нагрузки, обусловленные инерцией ротра насоса и моментами сопротивления в местах трении ротора.

Расчетами и опытами установлено, что при пуске погружных центробежных насосов с чугунными рабочими колесами на валу возникают динамические нагрузки, превышающие в 1.4—1,7 раза нагрузки при нормальном установившемся режиме работы, а в насосе с пластмассовыми рабочими колесами это превышение составляет примерно 9% [11].

Режим пуска насоса с динамическими нагрузками действет кратковременно, и проверять усталостную прочность вала в этом случае не следует.

Нормальный установившийся режим действует весьмадлительное время, и в этот период вал необходимо проверять на предел выносливости, так как на вал действуют переменные изгибающие нагрузки. Поэтому при значительной массе ротора насоса (чугунные рабочие колеса) расчет вала на прочность производят по условиям пускового режима, а при малой массе ротора насоса (пластмассовые рабочие колеса) — но условиям нормального установившегося режима с учетом переменных нагрузок.

Расчет на максимальные нагрузки в период запуска является основным для насосов с подшипниками скольжения. Для определения выносливости вала допустимо применение расчета вала с шарикоподшипниками как предъявляющего более жесткие требования к изгибу вала.

Прочностные расчеты могут быть с достаточной точностью сделаны без учета при обоих режимах осевых нагрузок и центробежных сил, так как величины их сравнительно малы.

Вал рассчитывают на прочность при совместном действии изгиба и кручения, принимая все нагрузки постоянными, а на выносливость - по номинальной нагрузке при рабочем числе оборотов.

Наибольшие нагрузки приложены к валу в его нижней части, в месте соединения с гидрозащитой. Опасным сечением вала является сечение, где тело вала ослаблено шлицами и проточкой под стопорное кольцо.