Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
Расчетная часть-Расчет торцевого уплотнения вертлюга системы верхнего привода СВП-VARCO TDS-11SA-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважинID: 175640Дата закачки: 08 Декабря 2016 Продавец: lenya.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы) Посмотреть другие работы этого продавца Тип работы: Диплом и связанное с ним Форматы файлов: Microsoft Word Описание: Расчетная часть-Расчет торцевого уплотнения вертлюга системы верхнего привода СВП-VARCO TDS-11SA-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин Комментарии: Q_В=(5∙〖10〗^6∙0,85∙0,85)/1,5=2,5 МН Диаметр проходного сечения ствола вертлюга (внутренний диаметр сменного патрубка), определяется диаметрами проходных отверстий в буровом рукаве и ведущей трубе. Такое условие вытекает из требования обеспечения равномерности потока жидкости. В современных конструкциях D=0,075 м. Максимальное давление промывочной жидкости в данном верхнем приводе РМАХ РАБ = 7500 PSI ≈ 50 МПа. Максимальное расчётное давление РМАХ, МПа можно определить по формуле: РМАХ = РМАХ РАБ ∙ (1+δ/2) (5.3) где δ - коэффициент неравномерности давления, δ =0,15 РМАХ = 50 ∙ (1+0,15/2) = 53,75 МПа. Минимальное расчётное давление PMIN МПа, определяется по формуле: РMIN = РМАХ РАБ ∙ (1-δ/2) (5.4) РMIN = 50 ∙ (1-0,15/2) = 46,25 МПа. 5.2 Расчёт подшипников основной опоры вертлюга Основная опора является одним из определяющих элементов вертлюга, которая должна быть рассчитана, в основном, на долговечность и удовлетворять предъявляемым требованиям работы на всех режимах. Эквивалентная нагрузка для упорного подшипника QЭ, МН рассчитывается по формуле: QЭ = QВ ∙ кδ ∙ кК ∙ кТ (5.5) где кδ - коэффициент безопасности, кδ=1,5; кт - температурный коэффициент, кт=1,05; кк - кинематический коэффициент, кк=1 QЭ = 2,5 ∙ 1,5 ∙ 1,05 ∙ 1 = 3,94 МН. Динамическая грузоподъемность подшипника СТР, МН определяется для расчетного ресурса L = 3000 ч, и n = 100 об/мин частоты вращения ствола вертлюга: СТР = 2,37 ∙ QЭ =9,34 МН 5.3 Расчёт вспомогательной опоры вертлюга Нагрузка на подшипник Р, МН Р = FA ∙ кδ ∙ кт ∙ кк (5.6) где Fa - осевая нагрузка на подшипник, FA =0,03… 0,05 МН; Р = 0,05 ∙ 1,5 ∙ 1,05 ∙ 1 = 0,08 МН. Динамическая грузоподъемность вспомогательного подшипника: СТР = 2,61 ∙ Р = 0,21 МН 5.4 Расчёт параметров сальникового уплотнения 5.4.1 Расчёт корпуса сальника на статическую прочность Расчёт производится для проверки материала корпуса сальника на статическую прочность и выносливость в данных условиях работы (Рис. 5.1). Максимальное напряжение в пластине σМАХ, МПа в сечении А - А: σМАХ = км ∙ q ∙ b2/h2 (5.7) где км - коэффициент, учитывающий отношение размеров а и b; км=0,228 q - удельное испытательное давление, МПа q = PИСП = 1,5 ∙ РМАХ РАБ (5.8) b - наружный радиус корпуса; h - толщина пластины, м. q = 1,5 ∙ 50 = 75 МПа. σМАХ = 0,228 ∙ 75 ∙ 106 ∙ 0,1722/0,01722 = 171 МПа. Рисунок 5.1 Схема напорного патрубка D - диаметр напорного патрубка; t - толщина стенки; σ1 - тангенциальные напряжения; σ2 - осевые напряжения Коэффициент запаса прочности по пределу текучести, определяется по формуле: n = σT/σMAX; 1,5< [n] <5 (5.9) где σт - предел текучести материала, принятого для изготовления корпуса, σт = 800 МПа. n = 800/171 = 4,68 Условие прочности выполнено. Напряжение среза в сечении А - А τСР, МПа рассчитывается по формуле: τCP = QCP/FCP , (5.10) где QCP - нагрузка в сечении А - А, МН QCP = q ∙ π ∙ (d2-d1)/4, (5.11) d2 - наружный диаметр корпуса, м d1 - внутренний диаметр корпуса, м QCP = 75 ∙ 106 ∙ π ∙ 0,0344/4= 2 МН FCP - площадь среза в сечении А - А, м2 FCP = π ∙ d22/4 – π ∙ d12/4 = 0,0164 м2 (5.12) Теперь можно рассчитать напряжение среза: τСР = 2∙106/0,0164 = 122 МПа Коэффициент запаса прочности nτ, определяется по формуле n_τ=[τ_СР ]/τ_СР ; 1,5<n_τ<5 (5.13) где [τСР] - допускаемое напряжение среза, МПа [тСР] = 0,6 ∙ σT = 480 МПа n_τ = 480/122 = 3,9 Условие прочности выполнено. 5.4.2 Расчёт корпуса сальника на выносливость Максимальное напряжение в пластине сечения А - А σМАХ, МПа можно определить по формуле: σ_MAX=к_М∙q_MAX∙b^2/h^2 (5.14) где qМАХ - максимальное удельное давление жидкости, МПа qМАХ = PMAX σ_MAX=0,228∙53,75∙〖0,172〗^2/〖0,0172〗^2 =122,5 МПа Минимальное напряжение в пластине σ_MIN МПа, сечения А-А: σ_MIN=к_М∙q_MIN∙b^2/h^2 (5.14) где qMIN - минимальное удельное давление жидкости, МПа qМIN = PMIN σ_MAX=105,4 МПа Коэффициент запаса прочности nσ, определяется по формуле: n_σ=n_В (1+ρ)/(1+ρ(k_б)∙[σ_B/σ_(-1) (1-φ_σ )-1] ) (5.15) где n_В - коэффициент запаса прочности по пределу прочности n_В=σ_B/σ_MAX где σ_B - предел прочности материала, МПа: n_В=780/122,5=6 ρ - отношение напряжения амплитуды цикла к среднему напряжению цикла: ρ=σ_А/σ_M σ_А - напряжение амплитуды цикла, МПа: σ_А=(σ_MAX 〖-σ〗_MIN)/2=8,5 МПа σ_M - среднее напряжение цикла, МПа: σ_А=(σ_MAX 〖+σ〗_MIN)/2=114 МПа σ_(-1) - предел выносливости материала, σ_(-1)=550 МПа; φ_σ - коэффициент влияния асимметрии цикла, φ_σ = 0,2; k_б - эффективный коэффициент концентрации напряжений, k_б=1,6 n_σ=n_В (1+0,075)/(1+0,075(1,6)∙[780/550 (1-0,2)-1] )=1,06 Сальниковые уплотнительные элементы являются расходным материалом, поэтому такой коэффициент запаса прочности принимаем допустимым. 5.4.3 Расчёт сменного патрубка на статическую прочность Расчётная схема показана на рисунке 5.1. Приведённое напряжение по четвёртой теории прочности σ_ПР, МПа определяется по формуле: σ_ПР=√(0,5[(σ_1 〖-σ〗_2 )^2+(σ_2-σ_3 )^2+(σ_3-σ_1 )^2 ] ) (5.16) где σ_1 – тангенциальное напряжение, МПа σ_1=(P_ИСП D)/2t=(75∙0,075)/(2∙0,0075)=375 МПа D - внутренний диаметр напорной трубы, D = 0,075 м; t - толщина стенки трубы, м t = 0,l ∙ D σ_2 - осевое напряжение, МПа σ_1=(P_ИСП D)/4t=(75∙0,075)/(4∙0,0075)=187,5 МПа σ_3 - радиальное напряжение, МПа σ_3 = РИСП = 75 МПа σ_ПР=√(0,5[(187,5)^2+(112,5)^2+(300)^2 ] )=262,5 МПа Коэффициент запаса прочности по пределу nσ, определяется по формуле: n_σ=σ_Т/σ_ПР где σ_Т - предел текучести материала патрубка, МПа: n_σ=800/262,5=3 Условие прочности выполнено. 5.4.4 Расчёт сменного патрубка на выносливость Приведённое напряжение по четвёртой теории прочности σ_(ПР МАХ), МПа определяется по формуле 5.16: σ_(ПР МАХ)=√(0,5[(σ_(1 МАХ) 〖-σ〗_(2 МАХ) )^2+(σ_(2 МАХ)-σ_(3 МАХ) )^2+(σ_(3 МАХ)-σ_(1 МАХ) )^2 ] ) где σ_1 – максимальное тангенциальное напряжение, МПа σ_(1МАХ )=(P_МАХ D)/2t=268,75 МПа σ_(2МАХ ) - максимальное осевое напряжение, МПа σ_(2 МАХ )=(P_ИСП D)/4t=134,4МПа σ_(3 МАХ) - максимальное радиальное напряжение, МПа σ_(3 МАХ ) = РМАХ = 53,75 МПа σ_(ПР МАХ)=√(0,5[(134,4)^2+(80,6)^2+(215)^2 ] )=188 МПа Коэффициент запаса прочности по пределу nσ, определяется по формуле: n_σ=800/188=4,3 Условие прочности выполнено.   5.5 Расчёт параметров торцевого уплотнения. Аксиальные торцевые уплотнения обеспечивают лучшую герметичность и имеют повышенную надежность, долговечность. Они всё чаще применяются вместо сальниковой набивки. Торцевое уплотнение обеспечивает упругогерметичное соединение между неподвижной и вращающейся торцовыми кольцевыми поверхностями и выполняют функции уплотнения, подшипника и теплообменника. В аксиальном торцовом уплотнении осевая сила прижимает вращающееся уплотнительное кольцо к неподвижному контркольцу. Для компенсации нарушения параллельности поверхностей уплотнительных колец, вызванного термическим удлинением деталей узла и уплотнения, а также износом этих поверхностей, необходимо иметь по меньшей мере одну упругую деталь, такую, как мембрана, сильфон, эластичная резиновая фасонная деталь или, как в нашем случае, пружина. Торцевое уплотнение сконструировано таким образом, что нагрузка на уплотнительные поверхности передаётся только через пружины. Суммарное усилие, которое действует на контактные уплотнительные поверхности, можно рассчитать по формуле: P_G=P_F-P_Sp±P_R (5.17) где P_F – усилие пружины, Н; P_Sp – сила давления в зазоре, Н; P_R – сила трения радиального уплотнительного элемента, Н. Точно определить силу трения радиального уплотнительного элемента почти невозможно, так как при повышении давления, износе и нагреве она может изменяться по величине и направлению, поэтому в данном случае нет необходимости её учитывать. 5.5.1 Расчёт уплотнительного кольца на прочность при эксплуатации Торцовые уплотнения, работающие при высоком давлении, должны иметь необходимую эксплуатационную надежность, гарантирующую от внезапного выхода их из строя из-за разрушения. В первом приближении для расчета на прочность кольцевые детали торцового уплотнения можно принять как толстостенные полые цилиндры с незакрепленными торцами, нагруженные внутренним или наружным давлением. Согласно схеме, показанной на рис. 5.2, получена формула для расчета максимального напряжения (по Ламе): σ_t=(p_i (r_a^2+r_i^2 )-2p_a r_a^2)/(r_a^2-r_i^2 ) (5.18) где p_i – внутренне давление, Па; p_a – наружное давление, Па; r_a^ и r_i^ - соответственно наружный и внутренний радиусы уплотнительного кольца, м. Внутреннее давление принимается согласно рабочему давлению бурового раствора, проходящего через верхний привод, 50 МПа. Снаружи на уплотнительные элементы действует атмосферное давление (0,1 МПа). Рисунок 5.2 Уплотнительное кольцо σ_t=(50(〖88,9〗_^2+〖50,8〗_^2 )-2∙0,1∙〖88,9〗_^2)/(〖88,9〗_^2-〖50,8〗_^2 )∙〖10〗^6=98 МПа Так как внутреннее давление значительно превышает внешнее, то рассчитанные напряжения относятся к напряжениям растяжения. Предел прочности при растяжении для материала уплотнительного кольца, карбида кремния, [σ_z ]=1250 кгс⁄〖см〗^2 ≈125 МПа. Условие прочности уплотнительного кольца на растяжение в процессе работы σ_t<[σ_z ] выполняется. 5.5.2 Расчёт уплотнительного кольца на статическую прочность Уплотнительное кольцо и контркольцо устанавливают посредством прессовой или горячей посадки. Основная проблема при установке колец посредством прессовой и горячей посадок заключается в том, чтобы не подвергать материал напряжению, превышающему допустимую величину, и обеспечить надежность его эксплуатации. Размеры должны быть подобраны таким образом, чтобы при наибольшем приращении температуры ΔТ1, возникающем в нерабочем состоянии, остаточный натяг в зависимости от диаметра был не менее 25-50 мкм. Примем натяг в 100 мкм. Тогда напряжения растяжения во внешнем стальном кольце: σ_1=(δE_1)/(d_1 (1+(e_1 E_1)/(e_2 E_2 ))) (5.19) где δ – величина натяга, м; E_1 – модуль упругости материала внешнего кольца, Па; E_2 – модуль упругости материала внутреннего кольца, Па; d_1 – внутренний диаметр внешнего кольца, м; e_1 – толщина стенки внешнего кольца, м; e_2 – толщина стенки внутреннего кольца, м. Размеры колец приведены на рисунке 5.3 Модуль упругости для карбида кремния равен 4 800 000 кгс⁄〖см〗^2 ≈ 480 000 МПа. Для внешнего стального кольца принимаем модуль упругости равным 200 000 МПа. Рисунок 5.3 Размеры колец σ_1=(100∙200 000)/(137,1∙〖10〗^(-3) (1+(20,35∙200)/(17,75∙480)))=104,2 МПа При условии того, что предел прочности при растяжении для нержавеющей стали [σ_1 ]= 540 МПа, условие прочности для внешнего кольца, σ_1<[σ_1 ] выполнено. Напряжения сжатия во внутреннем кольце из карбида кремния можно рассчитать по формуле: σ_2=(δE_2)/(d_1 (1+(e_2 E_2)/(e_1 E_1 ))) (5.20) σ_2=(100∙480 000)/(137,1∙〖10〗^(-3) (1+(17,75∙480)/(20,35∙200)))=113,2 МПа При условии того, что предел прочности при сжатии для карбида кремния [σ_2 ]= 1050 МПа, условие прочности для внутреннего кольца, σ_2<[σ_2 ] выполнено. 5.5.3 Расчёт потерь в торцевом уплотнении Герметичность торцовых уплотнений может нарушаться по различным причинам. Обычно утечка среды происходит через радиальный уплотнительный зазор, образуемый обеими уплотнительными поверхностями. Однако поврежденные радиальные уплотнительные элементы, а также большая шероховатость на их рабочих поверхностях способствуют дополнительным утечкам. То же самое можно отметить при дефектных прессовых или горячих посадках. Прежде всего необходимо рассмотреть наиболее вероятные утечки через уплотнительный зазор между торцовыми поверхностями уплотнительных колец. Утечка может определяться по известному для ламинарного течения через радиальный зазор уравнению: Q=(πd_m h_0^3 (p_i-p_a))/12ηb (5.21) где d_m – средний диаметр уплотняющей поверхности, м; h_0^ - толщина зазора между уплотнительными поверхностями, м; η – динамическая вязкость бурового раствора, Па∙с; b – ширина контакта уплотнительных колец, м. Средний диаметр уплотняющей поверхности равен 125,2 мм. (рис. 5.2). В расчётах примем среднюю динамическую вязкость неутяжеленного бурового раствора 0,002 Па∙с. Ширина контакта уплотнительных колец равна 6 мм. Оперируя имеющимися данными и используя формулу 5.21, построим для данного торцевого уплотнения график зависимости величины утечек от величины зазора между уплотнительными кольцами (Рисунок 5.4). Таблица 5.1 – Зависимость утечек от величины зазора h0, мкм. 0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 Q∙10-3 м3/с 0 0,14 1,09 3,68 8,72 17,03 29,43 46,73 69,75 99,31 136,23 Рисунок 5.4 Зависимость величины утечек от зазора Потери мощности в торцевом уплотнении также зависят от величины зазора между уплотнительными элементами. В частном случае их можно определить по формуле: N_R=(Fηv_q^2)/h_0 (5.22) где F – номинальная площадь поверхности контакта, м2; v_q^ - средняя скорость скольжения, м/с. F=π(r_2^2-r_1^2 ) (5.23) где r1 и r2 – соответственно внутренний и внешний радиусы площади контакта (рис. 5.2) F=π(〖65,55〗_^2-〖59,65〗_^2 )=2321∙〖10〗^(-6) м^2 v_q^ =(πd_m n)/6000 (5.24) где n – частота вращения; в качестве расчётной берём максимальную частоту вращения вала вертлюга TDS-11SA – 228 оборотов в минуту. v_q^ =(π∙125,2∙228)/60000=1,5 м/с Зависимость потерь мощности в торцевом уплотнении от величины зазора представлена на графике – рисунок 5.5 Рисунок 5.5 Зависимость потерь мощности от величины зазора Размер файла: 516,3 Кбайт Фаил: 
(.rar)
Скачано: 1 Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! |
||||
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет торцевого уплотнения вертлюга системы верхнего привода СВП-VARCO TDS-11SA-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
Вход в аккаунт: