Порядок выполнения РасчетА ступеней погружных центробежных насосов.

Исходными данными для расчета является номинальная подача, напор и габаритная группа насоса:

q=42 м³/сут, H=950 м, габарит 5 (в зависимости от варианта каждому из студентов предоставляется задание – Приложение №2)

Внутренний диаметр корпуса ступени:

, (2.1)

δ _к - толщина стенки корпуса ступени δ _к =0, 003 м.

где D_вк - внутренний диаметр корпуса:

, (2.2)

где D_нк - наружный диаметр корпуса, D_нк=0, 092м;

В зависимости от размера выделяют следующие габариты насосов:

· габарит 5, внешний диаметр 92 мм (для обсадной колонны 123, 7 мм)

· габарит 5А, внешний диаметр 103 мм (для обсадной колонны 130 мм)

· габарит 6, внешний диаметр 114 мм (для обсадной колонны 148, 3 мм)

δ ’_к - толщина стенки корпуса насоса, δ ’_к =0, 005 м.

Подставим полученное значение D_вк в уравнение 2.1 и получим:

,

Наибольший диаметр рабочего колеса:

(2.3)

где S - радиальный зазор между стенкой ступени и рабочим колесом, S=0, 003м.

Приведенная подача рассчитываемой ступени:

, (2.4)

где n - число оборотов единичного колеса, n=2850 мин^-1 (порядок значений 2800-3100 мин^-1),

Q - подача насоса с учётом влияния шероховатости поверхности проточных каналов при изготовлении ступени литьём, с этой целью расчетная подача была увеличена на 10%. Из условия q=42 м³/сут получаем Q=0, 53 л/с.

Диаметр втулки при входе в рабочее колесо:

, (2.5)

где k_dвт - коэффициент соответствующий полученному значению Q_прив (см. приложение рис.73д). Обратите внимание на градуировку графика. В материалах имеется опечатка в значении k_dвт=0, 3.

Проверим возможность размещения вала насоса:

, (2.6)

где d_в - диаметр вала насоса;

δ _вт - толщина стенки втулки (для погружных центробежных насосов с диаметром корпуса 92-150 мм принимается 2-4 мм).

Откуда диаметр вала

Определим минимально возможный диаметр вала:

Коэффициент быстроходности:

Объемный коэффициент полезного действия и расход жидкости в каналах рабочего колеса определяются следующим образом:

Приведенный диаметр входа в рабочее колесо:

Гидравлический к.п.д. определяем по формуле:

К.п.д. насоса из условия η _М=0, 95:

Мощность насоса (потребляемая насосом):

Минимальный диаметр вала:

Наибольший диаметр входных кромок лопастей:

(2.7)

где K_D1max - коэффициент, соответствующий полученному значению Q_прив, K_D1max=3, 376 (см. приложение рис. 73а).

Диаметр входа в рабочее колесо:

, (2.8)

где K_D0 - коэффициент входа в рабочее колесо, K_D0=0, 938 (см. приложение рис.73.г).

Рабочее колесо с радиальным отводом, следовательно наименьший диаметр выходных кромок лопастей можно принять равный максимальному:

(2.9)

Наименьший диаметр входных кромок лопастей:

, (2.10)

где K_D1min - коэффициент для данной Q_прив, K_D1min=3, 395 (см. приложение рис. 73б).

Высота канала на выходе рабочего колеса:

, (2.11)

где K_b2 - коэффициент, определяющий высоту выхода из рабочего колеса, K_b2=0, 031 (см. приложение рис.73е).

Высота канала на входе в рабочее колесо:

, (2.12)

где K_b1 - коэффициент, определяющий высоту канала на входе в рабочее колесо, K_b1=0, 051 (см. приложение рис.73ж).

Коэффициент быстроходности ступени:

, (2.13)

где H - напор ступени насоса.

, (2.14)

где U_2max - окружная скорость, м/с,

K_u2max - коэффициент окружной скорости, K_u2max=1, 203 (см. приложение рис. 73н).

g - ускорение свободного падения, g=9, 8 м/с².

, (2.15)

следовательно:

, (2.16)

Подставим полученные значения U_2max и Н_ст в уравнение 2.13 и получим:

(2.17)

По полученному значению коэффициента быстроходности определяем конструктивные углы ß ₂ =32⁰ и ß _1ср =40⁰ (взято из рис.74а, б приложения, однако, в случае необходимости выполнить расчет можно по методике, описанной в [15]).

Действительная высота рассчитываемой ступени:

, (2.18)

где l_прив - приведенная высота ступени, l_прив=0, 024м (см. приложение рис.73з).

Высота межлопаточных каналов направляющего аппарата:

, (2.19)

где b_3пр - коэффициент приведенной средней высоты каналов направляющего аппарата, b_3пр=0, 0042м (см. приложение рис.73и).

Диаметр диафрагмы направляющего аппарата:

гдеF_прив - площадь кольца между внутренней стенкой корпуса ступени и диаметром диафрагмы, F_прив. =0, 00095 м² (см. приложение рис.73к)

Полученные значения l, D₃, b₃, а так же значения диаметра втулки рабочего колеса и внешнего диаметра цилиндрического бурта при входе в колесо (определяется конструктивно) позволяют построить меридианное сечение направляющего аппарата ступени. Угол между касательной к входному элементу средней линии профиля и касательной к окружности в точке касания ее выходной кромки профиля принимают равный β ₄=90⁰.

Угол входного конца средней линии профиля лопаток определяется по уравнению:

, (2.20)

где К - коэффициент, К=1, 3÷ 1, 6;

К_СТ2 - коэффициент меридианной скорости на выходе из рабочего колеса, К_СТ2=0, 13 (см. приложение рис.73м);

К_{υ 2ок} - коэффициент окружной скорости (см. приложение рис.73н).

Из уравнения 2.20 угол α ₃=arctg(0, 218)=12⁰.

Приложение №1 к Методическим указания и контрольные задания для студентов «Расчет ступеней погружных центробежных насосов»

Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего

профессионального образования «Ижевский государственный технический университет

имени М.Т. Калашникова»

(ИжГТУ имени М.Т. Калашникова)

Кафедра «Тепловые двигатели и установки»

Контрольная работа №1 на тему:

«Расчет ступеней погружных центробежных насосов»

Выполнил:

Студент группы № Иванов И.И.

Проверил

Научная степень, должность Петров А.А.

Ижевск – 2014

Приложение №2 к Методическим указания и контрольные задания для студентов «Расчет ступеней погружных центробежных насосов»

ВАРИАНТЫ ЗАДАНИЙ