Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы

666

Расчетная часть-Расчет устройства для откачки газа УОГ-1 штанговой скважинной насосной установки СШНУ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176699
Дата закачки: 16 Января 2017
Продавец: lesha.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 устройства для откачки газа УОГ-1 штанговой скважинной насосной установки СШНУ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Устройство откачки газа предназначено для снижения давления в затрубном пространстве нефтяной добывающей скважины, оборудованной станком-качалкой, путём перемещения попутного нефтяного газа из затрубного пространства в выкидную линию скважины для транспортировки совместно с добываемой жидкостью.
Использование данного устройства обеспечивает, во-первых, увеличение дебита скважины по нефти за счет повышения коэффициента наполнения насоса и роста депрессии на пласты, во-вторых, предотвращаются прямые потери нефтяного газа, в третьих, исключаются выбросы вредных веществ в атмосферу.


Комментарии: 7 РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ
7.1 Расчёт усилий, действующих на элементы компрессора

Кинематическая схема воздействия балансира станка-качалки и штока компрессора с указанием направления действия сил представлена на рисунке 7.1.
При фиксированных значениях хода устьевого штока, угол поворота балансира (φ) определяется соотношением:
φ = ; (7.1)
φ = = 270
где - длина дуги головки балансира при угле поворота φ, численно равная величине хода устьевого штока sш, м.
R – радиус балансира со стороны устьевого штока, м.
Ход штока компрессора, имеющего фиксированную точку крепления на балансире А на расстоянии r от оси качания балансира, определяется как хорда между двумя крайними положениями точки А по соотношению:
(7.2)
м
Расстояние r принято равным 1,49 м. Длина хода штока компрессора по формуле будет равна 700 мм.
Зависимости ходов устьевого штока и штока компрессора от угла поворота балансира, определённыё по соотношениям (7.1) и (7.2) представлены в таблице 7.1.


Рисунок 7.1 – Расчётная схема действия сил на элементы компрессора

При дугообразном движении точки А, суммарная сила Т действующая на шарнирный узел крепления штока компрессора, всегда направлена по касательной к траектории движения этой точки. В то же время исходной силой является газовая сила P2, действующая на поршень по оси цилиндра.
Таблица 7.1 – Зависимости ходов устьевого штока и штока компрессора от угла
поворота балансира
Ход устьевого штока, м 1,2 1,8 2,1
Угол поворота балансира φ, градус 13011’ 29029’ 34020’
Ход штока компрессора, м 0,34 0,76 0,88
Для наиболее неблагоприятного, с точки зрения наличия боковых составляющих, положения балансира (крайнее нижнее положение точки А) получаем:
(7.3)
(7.4)
где γ – угол наклона оси цилиндра относительно вертикальной оси, градус;
Pр – радиальная составляющая, воспринимаемая направляющей втулкой сальника, Н.
,
где Lо = 3,7 м – длина устройства откачки газа (компрессора),
откуда γ = 3011’.
Ход поршня можно определить и по следующей формуле:
, м (7.5)
где А – коэффициент, значения которого находятся в пределах 0,08…0,12;
П (Р2) – поршневая или газовая сила, Н;
S – ход поршня компрессора, м.
кН,
откуда кН.
Для оценки возможности установки устройства откачки газа на станке-качалке, необходимо так же определение сил, действующих на её элементы, в частности на балансир.
Одна из сил действующая перпендикулярно балансиру (сила Т) определена выше и составляет 52,7 кН.
Вторая сила Рб действует вдоль балансира и определяется из следующего соотношения:
, кН (7.6)
кН.
Направление действия силы – от опоры поршня к подшипнику балансира.

7.2 Расчёт удельных давлений на направляющие элементы цилиндра

Удельное давление определяется по формуле:
, (7.7)
где Р – усилие поршня на поверхности контакта, кН,
Dц – диаметр контактной поверхности, м,
- длина контактной поверхности, м.
Для направляющей втулки уплотнительного устройства, при её размерах по чертежу: кПа.
 Для направляющего кольца поршня:
кПа.
Радиальная составляющая, воспринимаемая направляющим кольцом поршня находится как: , (7.8)
где Ln – расстояние между направляющим кольцом сальника и осью шарнирного крепления поршня на балансире, м;
Lu1 - расстояние между шарнирами крепления поршня и цилиндра компрессора, м.
кН.
При выбранном материале направляющих колец, имеющих предел текучести 2000 кН/м2 , принятых линейных размеров элементов достаточно.
7.3 Расчёт на прочность и выносливость цилиндра

Исходные данные:
rнар= r2 = 0,217 м - наружный радиус цилиндра;
rвн= r1 = 0,198 м - внутренний радиус цилиндра;
rср= r = 0,2075 м – средний радиус цилиндра;
Е = 2,1* 1011 Па – модуль упругости материала (Сталь 35);
P1= 2,5*106 Па – максимальное давление в цилиндре компрессора.
Решение:
Определяем вид цилиндра по формуле: > 1, (7.9)
= , т.к. полученное значение 1,1 > 1, то цилиндр относится к типу толстостенных цилиндров.
Цилиндр является толстостенным цилиндром закрытого типа, следовательно, имеет следующий вид расчётов.
Цилиндр находится под действием внутренних давлений, которое в свою очередь состоит из трёх видов напряжений:
окружное (t):
t = ; (7.10)
радиальное (r):
r = ; (7.11)
осевое (z):
z = . (7.12)
По формулам (7.10), (7.11), (7.12) определяем напряжения:
t = ;

r = ;
z = ;
Определяем радиальное перемещение для произвольной точки стенки:
u = , (7.13)
где  - коэффициент поперечной деформации, =0,23.
По формуле (7.13) определяем u:
u = =2,44*10–5 м;
Определяем напряжение для опасной точки:
1) = = ; (7.14)
2) 2 = = ; (7.15)
3) 3 = ; (7.16)
Определяем эквивалентное напряжение для опасной точки:
э111 = . (7.17)
Допускаемое напряжение:
= 187,5 МПа. (7.18)
Вывод: прочность цилиндра достаточна, т.к. полученное значение
< . (7.18)
Так как цикл является пульсирующим, то r 0, . (7.19)
Так как максимальное напряжение в цилиндре это осевое напряжение = 26,02 МПа,
то ,
тогда

7.4 Расчёт на прочность и выносливость штока

Исходные данные:
d = 0,04 м – диаметр штока;
l = 1,105 м – длина штока;
Е = 2,1&#61620;1011 Па – модуль упругости материала (Сталь40 ХН);
Dц = 0,198 м – внутренний диаметр цилиндра.
Решение.
Для того чтобы определить прочность штока, нужно определить критическое напряжение действующее на шток по формуле:
. (7.20)
Для этого определяем гибкость стержня:
, (7.21)
где - коэффициент приведённой длины , зависящий от условий закрепления концов стержня;
, (7.22)
где J - главный центральный момент инерции поперечного сечения штока:
; (7.23)
А – площадь поперечного сечения штока:
. (7.24)
По формуле (7.22) определяем : .
Подставим известные значения в формулу (25):
.
Определённая гибкость стержня должна лежать в пределах:
, (7.25)
где - то значение гибкости, при котором критическое напряжение становится равным предельному напряжению при чистом сжатии. Неравенство имеет вид .
Так как полученное значение гибкости штока по формуле (7.25) не лежит в заданных пределах т.е. , то при такой гибкости принимают критическое напряжение постоянным (не зависящим от гибкости штока) и равным предельному напряжению на чистое сжатие:
, (7.26)
т.е. .
Критическую силу сжатого штока определяем по формуле:
, (7.27)

Далее определяем коэффициент запаса прочности:
, (7.28)
где Р – наибольшее усилие, действующее на шток поршня.
Усилие определяется: (7.29)

где рz – максимальное давление в цилиндре,
рz = 2,5 МПа.
Известные значения подставляем в формулу (7.28):

Ориентированное значение коэффициента запаса для стальных конструкций [nS] = 1,7…3. Полученное значение nS &#8805;[nS], следовательно, шток имеет достаточную прочность.

7.5 Расчет на прочность и выносливость резьбового соединения
стяжной шпильки

Определяем предварительную затяжку. Затяжка должна обеспечивать плотность в месте сочленения.
Исходные данные:
давление на выходе из компрессора, Pвн, Па 25*105
внутренний диаметр цилиндра компрессора, D, мм 198
наружный диаметр цилиндра компрессора, D02, мм 217
эффективная ширина поверхности контакта, b, мм 8,5
температура газа на выходе, t, 0C 50
максимальная разность температур цилиндра и
шпилек, &#8710;t, 0С 30
диаметр стержня шпильки, dс, мм 20

Для определения напряжений в шпильках используют ту же методику, что и при расчете резьбовых соединений.
Максимальное суммарное усилие в шпильках:
P1max=Pmax+P2max+Pt, (7.30)
где Pmax– усилие от внутреннего давления,
Pmax=Pвн*П*D2/4 =25*105*3,14*0,1982/4=7,7*104 Н; (7.31)
P2max – усилие на стыке, необходимое для обеспечения плотности,
P2max=П*D*b*P2, (7.32)
где P2=m*Pвн=3*25*105=75*105 Па, (7.33)
m=3 – коэффициент запаса плотности стыка,
P2max=3,14* 0,198*0,0085*75*105=3,97*104 Н,
Pt – усилие, возникающее в следствии разности температур,
Pt=(&#948;2t-&#948;1t)/(&#955;1+&#955;2), (7.34)
где &#948;1t – температурное удлинение шпильки,
&#948;2t – температурное удлинение цилиндра,
&#955;1 – коэффициент податливости шпильки,
&#955;1=l1/(E1*F1)=1000/(2,1*1011*3,14*10-2)=0,318, (7.35)
где l1=1000 мм – длина растягиваемой части шпильки,
E1=2,1*1011 Па – модуль упругости материала шпильки,
F1 – площадь поперечного сечения шпильки,
F1=(П*dс2)/4=(3,14*22)/4=3,14 см2, (7.36)
&#955;2 - коэффициент податливости цилиндра,
&#955;2= l2/(E2*F2)=1000/(2,1*1011*61,93*10-2) = 0,009, (7.37)
где l2=1000 мм – длина цилиндра,
E1=2,1*1011 Па – модуль упругости цилиндра компрессора,
F1 – площадь сечения поверхности стыка цилиндра компрессора,
F1=П*(D2 –D022)/4=3.14*(21,72-19,82)/4= 61,93см2. (7.38)
Максимальная разность температур &#916;t цилиндра и шпилек возникает при пуске компрессора из холодного состояния. Так как максимальная температура газа на выходе равна 500С, то величиной усилия Pt можно пренебречь.
P1max=7,7*104+3,97*104=11,67*104 Н.
 Максимальное растягивающее напряжение в шпильках:
&#963;1max= P1max/F1, (7.39)
где F1 – суммарная площадь поперечного сечения всех шпилек,
F1=(z*П*d2)/4=8*3,14*0,022/4=0,0025 м2, (7.40)
z – число шпилек, z = 8,
&#963;1max = 11,67*104/0,0025 = 46,68*106 Па.
 При затяжке резьбовых соединений путём завинчивания гайки, шпилька скручивается с моментом:
Мр=0.5*(P1max/z)*d2*(P/(П*d2)+fр), (7.41)
где P=1,35 мм – шаг резьбы,
d2=18,65 мм – средний диаметр резьбы,
fр=0,58 – коэффициент трения в резьбе [1,с.57],
Мр=0,5*(11,67*104/8)*0,01865*(0,00135/(3,14*0,01865)+0,58)=82,7 Н*м.
Момент в резьбе Мр<Мкл, так как момент на ключе должен также преодолевать силы трения на опорной поверхности гайки, причём
Мкл=Мр+Мт , (7.42)
где Мт – момент трения на торце гайки,
Мт=(P1max/z)*fт*(а+d0)/2, (7.43)
где а =27,7 мм – внешний диаметр опорного торца гайки,
d0=21 мм – диаметр отверстия в корпусе под шпильку,
fт=0,22 мм - коэффициент трения на торце гайки, таблица 9,[1,c57], Мт=(11,67*104/8)*0,22*(0,0277+0,021)/2=78,15 Н*м,
Мкл =82,7+78,15=160,85 Н*м.
Напряжения кручения в стержне шпильки:
&#964;с=Мр/(0,2*dс3), (7.44)
&#964;с=82,7/(0,2*0,023)=51,69*106 Па.
Напряжения кручения в резьбовой части шпильки:
&#964;1=Мр/(0,2*d13), (7.45)
&#964;1=82.7/(0,2*0,0183)=70,9*106 Па.

7.6 Расчёт необходимого диаметра предохранительной шпильки

Шпилька работает на срез, тогда касательное напряжение при срезе (смотри рисунок 7.2) определяется по следующей формуле:

Рисунок 7.2 – Узел предохранительный
1 – труба; 2 - шпилька предохранительная; 3 – стержень; 4 – гайка;
5 – шайба.
; (7.46)
где Pср – сила, вызывающая срез (смотри рисунок 5.2);
  Fср – площадь среза, мм2.
Определяем допускаемое значение сжимающей (растягивающей) силы:
, Н. (7.47)
кН.
Исходя из того, что наибольшее усилие действующее на шток поршня P=76,98 кН (смотри формулу 7.29), назначаем Pвт= 85 кН. А так как нагрузка на шпильку прилагается с обеих сторон, то
(7.48)
тогда диаметр шпильки определится, как:
(7.49)
где [&#964;ср] = 330…340 МПа – допустимое напряжение на срез шпильки изготовленной из материала Ст.3.
Из стандартного ряда, принимаем d = 12 мм.

7.7 Расчёт на усталость тяги

Тяга устройства (смотри рисунок 7.3) испытывает напряжения, циклически изменяющиеся во времени. В этом случае разрушение детали наступает при напряжениях, которые значительно меньше предельных, полученных при статических испытаниях материалов.

Рисунок 7.3 – Опасное сечение тяги
При работе детали в условиях переменных напряжений, в материале возникает микротрещина, которая постепенно растёт, охватывая всё большую часть поверхности будущего излома. Края трещины многократно нажимают друг на друга и постепенно сглаживаются. По мере развития трещины поперечное сечение уменьшается до размеров, при которых статическая прочность оставшейся части сечения оказывается исчерпанной и наступает разрушение, которое называется усталостным.
Выберем диаметр и толщину детали (труба, смотри рисунок7.4, поз.1):
Задаёмся материалом – Ст35.
Количество циклов нагружения неограниченно. КL&#963; = 1.
Данные предела выносливости для Ст35:
Решаем из условия, что нагрузка циклическая, считая сжимающую (растягивающую) силу F = 173,2 кН.
Задаёмся диаметрами:
D = 76 мм – внешний диаметр трубы,
D = 55 мм – внутренний диаметр трубы.
Определяем напряжение цикла:
, (7.50)
где S – площадь поперечного сечения опасного участка (рисунок 3), м2.
, (7.51)
м2,
откуда МПа.
Среднее напряжение и амплитуда для симметричного цикла равны &#963;m = 0, &#963;a = 213,8 МПа.
Определяем коэффициент запаса:
, (7.52)
где K&#963;D = 4 – общий коэффициент снижения предела выносливости.
,
следовательно, такое поперечное сечение не подходит.
Подбираем следующие диаметры:
D = 83 мм, d = 67 мм.
м2.
МПа.
,
следовательно, такое поперечное сечение не подходит.
Подбираем следующие диаметры:
D = 95 мм,
d = 55 мм.
м2
МПа,
,
Так как n&#963;>1, то выбираем трубу с внешним диаметром D = 95 мм и внутренним диаметром d = 55 мм.
Вычисляем коэффициент запаса по отношению к пределу текучести:
  .
Этот коэффициент запаса значительно выше, чем по усталостному разрушению и следовательно усталостное разрушение значительно опаснее, чем возникновение текучести.






Размер файла: 100,2 Кбайт
Фаил: Упакованные файлы (.rar)

   Скачать

   Добавить в корзину


        Коментариев: 0


Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.

Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! 

От 350 руб. за реферат, низкие цены. Просто заполни форму и всё.

Спеши, предложение ограничено !



Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Страницу Назад

  Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет устройства для откачки газа УОГ-1 штанговой скважинной насосной установки СШНУ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт:
Войти

Забыли ваш пароль?

Вы еще не зарегистрированы?

Создать новый Аккаунт


Способы оплаты:
UnionPay СБР Ю-Money qiwi Payeer Крипто-валюты Крипто-валюты


И еще более 50 способов оплаты...
Гарантии возврата денег

Как скачать и покупать?

Как скачивать и покупать в картинках


Сайт помощи студентам, без посредников!