Демонтаж муфты осуществить следующим образом:

1.Сжать плоскогубцами расклиненные концы винтов.

2.Вывинтить винты из корпуса страховочные муфты, разъединить части муфты и снять их.

3. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1.Расчет ступени ЭЦН

3.1.1.Расчет рабочего колеса.

При расчете ступени погружного центробежного насоса всегда известны 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 δ вт.,

где, D вт – диаметр втулки, мм;

D в – диаметр вала насоса, мм;

δвт. – 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.= 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.