601

Расчетная часть-Расчет цепного привода ПШСНЦ 60-3,5-5Т станка-качалки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 176701
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
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет цепного привода ПШСНЦ 60-3,5-5Т станка-качалки: Расчет грузоподъемности привода,  Расчет противовеса привода, Расчет тягового усилия,  Расчет делительного диаметра звездочки, Расчет частоты качаний привода, Расчет крутящего момента на валу редуктора, Расчет передаточного отношения преобразующего механизма, Расчет передаточного отношения ременной передачи, Расчет основных узлов канатной подвески, Подбор каната, Расчет удлинения каната, Определение работоспособности каната, Расчет канатного блока, Расчет вала канатного блока, Расчет опасного сечения качалки, Расчет узла верхней звездочки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии:  Усовершенствование канатной подвески

В процессе эксплуатации выявились и некоторые недостатки и недоработки конструкции цепных приводов. Техническая задача усовершенствования состоит в том, чтобы повысить надежность и долговечность работы привода, а также упростить его обслуживание. Одним из таких узлов, требующих усовершенствования является подвеска устьевого штока.
Существующая подвеска устьевого штока, в соответствии с рисунком 1.4.1, состоит из корпуса 1. Корпус 1 представляет собой неразъемную конструкцию, в которой смонтированы оси 2 с коушами 3, блоки 4. Блоки 4 обеспечивают перераспределение нагрузки между ветвями каната 5, соединяющего подвеску с противовесом. Блоки 4 установлены на осях 6, которые зафиксированы на корпусе 1 оседержателями.
На подвеске предусмотрен канат 7, предназначенный для присоединения корпуса 1 с полированным штоком через стандартную подвеску, унифицированной со станками-качалками типа ПНШ 80 или через штанговращатель типа ШВЛ – 10. Стандартная подвеска присоединяется к канату 7 клиновыми зажимами, а штанговращатель ШВЛ – 10 через коуш при помощи канатных зажимов. Для изменения расстояния между ветвями каната 7 предназначены втулки 8, установленные на осях 9. При использовании стандартной подвески втулки 8 необходимо установить на оси 9, а при использовании штанговращателя – втулки 8 необходимо убрать.
В процессе эксплуатации выявилось, что такое конструктивное исполнение подвески устьевого штока неудобна в обслуживании:
- очень трудоемкий и продолжительный процесс установка каната 7;
- при использовании штанговращателя или стандартной подвески возникает необходимость перерегулировки расстояния между ветвями каната;
- при зависаниях колонны штанг, корпус 1 подвески не имеет свободного движения вдоль устьевого штока и остается на штанговращателе или на стандартной подвеске в верхней части устьевого штока, что приводит к его преждевременному выходу из эксплуатации (шток гнется от веса корпуса).
Усовершенствование подвески устьевого штока заключается в исключении из конструкции (рисунок 1.21) каната 7 и стандартной подвески. Усовершенствованная подвеска устьевого штока, в соответствии с рисунком 1.22, состоит из корпуса 4. Корпус 4 представляет собой неразъемную конструкцию, в которой смонтированы оси 9 с коушами 10, блоки 1. Блоки 1 обеспечивают перераспределение нагрузки между ветвями каната 3, соединяющего подвеску с противовесом. Блоки 1 установлены на осях 2, которые зафиксированы оседержателями.
На канатной подвеске для присоединения к полированному штоку предусмотрены два опорных винта 6, ввинченных в нижнюю траверсу 7 на которые, можно устанавливать или штанговращатель типа ШВЛ – 10 или траверсу стандартной подвески с цанговым зажимом 8.
И в том и в другом случае конструкция подвески позволяет устанавливать динамограф под траверсу 5 или под штанговращатель с помощью винтов 6.

























1 – корпус, 2 – ось, 3 – коуш, 4 – блок, 5 – канат, 6 – ось,
7 – канат,8 – втулка, 9 – ось,
Рисунок 1.21 – Подвеска устьевого штока до усовершенствования



1– блок; 2 – ось; 3 – канат; 4 – корпус; 5 – верхняя траверса; 6 – винт;
7 – нижняя траверса; 8 – цанговый зажим штока; 9 – ось; 10 – коуш
Рисунок 1.22– Подвеска устьевого штока усовершенствованная

1.5 Расчет основных узлов канатной подвески

1.5.1 Подбор каната.
Подвеска устьевого штока присоединена к противовесу посредством стального каната 18,5-Г-В-Л-Н-1670 ГОСТ 3077-80. Разрывное усилие каната равно Rк=169 кН.
При выборе диаметра направляющего ролика было выдержано отношение диаметра ролика к диаметру каната равное что согласуется с рекомендациями.
Согласно правилам Госгортехнадзора диаметр каната выбирается в соответствии с расчетом на аналитическую прочность

RSP6н , (1.22)
где  S3 – коэффициент запаса прочности;
Р6н – максимальное напряжение струны или нагрузка на канат, Н.
R– разрывное усилие каната, Н, R = 156000Н.

В нашем случае, подвеска устьевого штока закреплена на четырех ветвях каната, поэтому

, (1.23)
где  Рmax – максимальная нагрузка на подвеске, Н, Рmax=80000 Н

Определяем коэффициент запаса прочности для принятого каната на статическую прочность (при равномерном распределении нагрузки между ветвями каната) по формуле

S= , (1.24)
где R– разрывное усилие каната, Н, R = 156000Н,
Р6н – максимальное напряжение струны или нагрузка на канат,Н, Р6н=20000 Н,
что удовлетворяет условию S3.

1.5.2 Расчет удлинения каната.
Расчет ведется по книге Архипов К.И, Попов В.И, Попов В.И.
«Талевые канаты буровых и нефтепромысловых подъемных установок »
Исходные данные:
Н- длина хода плунжера, м,Н=6м;
L- длина каната, м, L=45м;
N-число ветвей, шт.,N=4шт;
Р- грузоподъемность привода, кг,  Р=8000кг;
- диаметр каната, мм, =17, 5мм;
F-площадь поперечного сечения, см2, F=1, 2см2;
Е- модуль упругости материала проволок, кг/см2, Е=2,0·106кг/см2;
С-стоимость 1м каната, руб., С=25руб;
D- диаметр шкива, м, D=1,5м.

Удлинение каната проявляется в двух разновидностях: упругое и неупругое.
Форма сечения каната из круглого превращается в овальное. Этот вид удлинения является не упругим, в результате которого канат удлиняется на 0,02-4% от первоначальной длинны и сохраняет эту длину на оставшийся срок службы.
Конструктивно канат через ролики закреплен на противовесе и подвески как полиспаста, следовательно длина одной ветви l=12 м.
Удлинение 2,4 мм до 480 мм.
Расчетная схема удлинения каната показана на рисунке 1.23




1 – противовес; 2 - шкив
Рисунок 1.23– Расчетная схема удлинения каната

В течение основного времени эксплуатации каната наблюдается упругое удлинение.
Это удлинение зависит от нагрузки и исчезает, как только нагрузка снимается.

l= , l=

Удлинение одной ветви составило 10 мм, при условии что нагрузка распределилась между всеми ветвями.
Модуль упругости каната в целом всегда ниже модуля упругости проволок и может быть выражен в виде

Еk= а·E, где а1, Еk=( 0,8·1,2)·105· =( 1,0·1,2 )·106 кг/см2 (1.25)

Очень большой разброс данных, и недостаточная исследованность рассматриваемого вопроса по нефтяному оборудованию вынуждает оперировать при расчетах усредненными данными,
Отсюда l= Упругое удлинение 16 мм.
С учетом обеих составляющих неупругого и упругого удлинения - канат в целом удлиняется в процессе эксплуатации до 6% от своей рабочей длины.
Канат и шкив
Срок службы каната зависит от отношения диаметра шкива к диаметру каната

Dш /dк=k, (1.26)
где k=85,7

Чем больше радиус закругления изгибаемого элемента, тем благоприятнее условия его работы. По нормам Госгортехнадзора в талевых системах нефтепромысловых подъемных установках это отношение составляет 24-25, а в буровых установках 31-41. Дальнейшее увеличение не целесообразно, ведет к износу каната от контакта со шкивов.
На основании анализа отечественных и зарубежных конструкций установлена оптимальная зависимость

Dш·K / dк =150-160, (1.27)
гдеК-запас прочности каната, Конструктивно запаса прочности каната получается К=7,8669>160.

Удельное давление каната на шкив определяется по формуле
q=2·Р / dк·Dш [q] (1.28)
q=6095238 Н/м2 =6,1МПа
где для шкивов из стали 40 допускаемое удельное давление [q]=6-8 МПа;
для шкивов из стали 40Г2 допускаемое удельное давление[q]=17-28 МПа;
Рекомендуется металлизационное напыление канавок цинком или алюминием толщиной 0,5-1,5 мм, увеличивается ресурс каната на 30%.

1.5.3 Определение работоспособности каната.
В процессе работы канат подвергается всем видам деформации:- растяжению, изгибу, кручению, сжатию, испытывают контактные напряжения, воспринимают циклические нагрузки, подвергаются динамическим перегрузкам и вибрации, подвергаются истиранию.
Поэтому упрощенно выбирают канат, исходя из статических условий работы.К- коэффициент запаса прочности каната принимается 3-5.

К=R / Рт=156000/20000=7,8 Н, (1.29)
где R – разрывное усилие каната, Н,R=156000Н;
Рт - максимальное усилие на канате, Н, Рт=20000Н.

В условиях, когда надежные методы расчета канатов на выносливость и долговечность, отражающие усталостный характер разрушения проволок, не созданы, для оценки срока службы каната принято использовать объем работы, совершаемой канатом в процессе эксплуатации до предельного состояния. Метод не имеет прямой связи с критериями статической и усталостной прочности и позволяет производить только сравнительную оценку работы каната.
Работа, совершаемая приводом , т·км рассчитывается по формуле

W=F·S=0,8·0,12=0,096т·км, (1.30)
где F – нагрузка на подвеске, т, F=8т;
S – ход полированного штока, км, S=6х2км;
За один ход привод совершает работу W=0,096;
Работа за год W=50458 т·км.

«Ходимость»каната определяется выражением:
а =W / Q=813839км, (1.31)
где W-работа выполненная канатом за год, т·км, W=50458т·км.

1.5.4 Расчет канатного блока.
Расчет подшипника скольжения на канатном блоке.
Полусухое трение имеет место при неустановившемся режиме
Полужидкое трение имеет место, когда основная часть поверхности разделена слоем, а отдельные элементы соприкасаются
Жидкое трение, когда смазка полностью отделяет вращающиеся поверхности .
Схема расчета канатних блоков указан на рисунке 1.24
Расчет ведется по удельной нагрузке  в подшипнике и величине ·, в некоторой мере характеризующий износ последнего и нагрев.



Рисунок 1.24 – Схема расчета канатных блоков
Угловая скорость блоков при мах. частоте ходов

=0,9/1,5=0,6с-1, (1.32)
где V- мах. скорость точки подвеса штанг, м/сек,V=0,9м/с;
Dбл. - диаметр блока, м, Dбл=1,5м.

Частота вращения подшипника:

=(0,6·30)/3,14=5,7 об/мин, (1.33)
где ω-угловая скорость блоков при мах. частоте ходов, с-1, ω=0,6с-1.

Окружная скорость на шейке вала

=(3,14·140·5,7)/60000=0,04 м/с,    (1.34)
где d- диаметр подшипника, мм, d=140мм;
n - частота вращения подшипника, об/мин, n=5,7 об/мин.

Удельная нагрузка в подшипнике

=40000/(100·140·0,16)=1,78МПа ,  (1.35)
где Р-сила, действующая на подшипник, Н, Р=40000Н;
d- диаметр подшипника, мм, d=140мм;
l-длина подшипника, мм, l=0,16м.



1.5.5 Расчет вала канатного блока.
Канатные блоки расположены симметрично относительно оси, посчитаем вал как опертую балку с нагрузкой приложенной в середине вала.
Находим реакцию опор по формуле

=40000/2=20000Н, (1.36)
гдеР-сила, действующая на подшипник, Н, Р=40000Н.

Наибольший изгибающий момент определяется по формуле

=(40000·78,8 )/4=788000 кг·см,(1.37)
где L – длина вала канатного блока, см, L=78,8 см,
Р - сила, действующая на подшипник, Н, Р =40000Н.

Находим диаметр вала по изгибающему моменту

=∛(788000/(0,1∙1600))=170мм=0,17 м,   (1.38)
где Миз - наибольший изгибающий момент,кг·см, Миз= 788000 кг·см;

вал изготовить из стали 45 ГОСТ 1050-81, кг/см2.

Подбор подшипника для канатных блоков.
Угловая скорость роликов определяется по формуле

=0,9/1=0,9 1/с , (1.39)
где Dр- диаметр ролика, м,  Dр=1м;
V-максимальная линейная скорость штока, м/сек, V=0,9м/с.
   
Максимальное число оборотов ролика определяется по формуле
=(0,9·30)/3,14= 8,6 об/мин ,   (1.40) где ω - угловая скорость роликов, 1/секω=0,9 1/с.

Динамическая радиальная грузоподъемность подшипника, требуемая для данного режима

=3,98/1,435·16000= 44376кг=443760Н ,  (1.41)
где fh-коэффициент долговечности (по табл. 18 и 20fh=3,98);
fn-коэффициент коэффициент частоты вращения (по табл.18 и 20fn=1,435).

В конструкции используются два подшипники № 3620ГОСТ 5721-78, Н, Н.
Следовательно, грузоподъемность одного подшипника С = 221880
Коэффициент запаса прочности подшипника равен 1,6
Расчетная схема скалки показана на рисунке 1.25
1.5.6 Подбор диаметра скалки и подшипника.



Рисунок 1.25– Расчетная схема скалки
Находим изгибающий момент по формуле

кг·см (1.42)

Находим диаметр вала по изгибающему моменту по формуле

=∛(52700/(0,1·1600))= 4,3см=43мм=0,043м , (1.43)
где кг, диаметр скалки см мм = 0,051 м;
кг, диаметр скалки см мм = 0,064 м;
кг/см2.

Находим реакцию опор R1 и R2

= 75000 Н   = 44000 Н

Конструктивно диаметр скалки принят мм = 0,1 м
Наибольшее число качаний привода равно 4, следовательно, скалка совершает 4 об/мин.
Динамическая радиальная грузоподъемность подшипника, требуемая для данного режима, подшипник подбираем по более нагруженной опоре R2 рассчитывается по формуле

=3,98/1,435 ·75000=208010 Н ,(1.44)
где fh-коэффициент долговечности (по табл. 18 и 20fh=3,98);
fn-коэффициент коэффициент частоты вращения (по табл. 18 и 20fn=1,435);
R2 – реакция опоры, Н, R2= 75000 Н;
часов - 5,8 года.

Необходимо взять подшипник 3620 ГОСТ 5721-75,
Н, Н

1.5.7 Расчет опасного сечения скалки.



Рисунок 1.26 – Расчетная схема опасного сечения скалки

Скалка в сечении а-а воспринимает изгибающий момент по формуле

=31000·30=930000 Н·мм Н·м , (1.45)
где Р- сила действующая на скалку, Н , Р=31000Н;
Н- расстояние от точки приложения силыдо опасного сечения (конструктивно), мм (м), Н=30мм (0,03м).

Параметры опасного сечения.
мм = 0,1039 м



V○-расстояние от оси V-V до нейтральной оси опасного сечения х-х

= 0,0423 м

Момент инерции вычисляется по формуле

= (125,6∙60^3)/8-〖60〗^4/8·sin1200·cos1200=(1.46)
=4092680,5 мм4 =0,040926805 м4,
где =125,6мм=0,1256 м. 

Площадь опасного сечения определяется по формуле

=2209,5 мм2=0,22095 м2  (1.47)

Момент инерции сечения относительно оси Х определяется по формуле

=139244,2 мм4=0,0014м4  (1.48)

Момент сопротивления опасного сечения определяется по формуле

=7,8669см3=7,8669 ∙10-6 м3  (1.49)

Напряжение, возникающее в опасном сечении а-а определяется по формуле:

=1182кгс/см2 = 118,2 МПа (1.50)

Кратковременно на скалку действует сила равная полному весу противовеса
кг
При этом возникает напряжение
кгс/см2 = 228.8 МПа.
Нагрузку можно принимать за статическую (при уравновешенном грузе). Материал для скалки принимаем Сталь 60С2А ГОСТ 15959-80
и-допускаемое напряжение при изгибе для Сталь 60С2А
I-6600 кгс/см2 = 660 МПа
II-5000 кгс/см2 = 500 МПа
III-4000 кгс/см2 = 400 МПа
Скалка удовлетворяет условию прочности.




1.5.8 Расчет узла верхней звездочки.
Схема расчета узла верхній звездочки показана на рисунке 1.27



Рисунок 1.27 – Схема расчета узла верхней звездочки

На верхнюю звездочку действует нагрузка равная двум тяговым усилиям, т.к. верхняя звездочка выполняет роль блока, т.е. кг = 62000 Н.
Находим реакцию опор R1 и R2.

Н
Н

Угловая скорость звездочки, при максимальной частоте качания n=4, определяется по формуле

= 0,85/0,688=1,2 1/с , (1.51)
где V-максимальная линейная скорость полированного штока, м/сек, V=0,85 м/с;
Dб- делительный диаметр звездочки, м, Dб=0,688м.
Частота вращения подшипника определяется по формуле

=(1,2∙30)/3,14= 11,4 об/мин ,   (1.52)
где по табл. 18 и 20 принимаем
fh-коэффициент долговечности (по табл. 18 и 20fh=3,98);
fn-коэффициент коэффициент частоты вращения (по табл. 18 и 20  fn=1,395);
при часов-5,8 года.

Подшипник подбираем по более нагруженной опоре R1.
Динамическая радиальная грузоподъемность подшипника, для данного режима определяется по формуле:

=3,98/1,395∙44000= 175462 Н , (1.53) где R1 – реакция опоры, Н, R1=44000 Н;
fh-коэффициент долговечности (по табл. 18 и 20fh=3,98);
fn-коэффициент коэффициент частоты вращения (по табл. 18 и 20fn=1,395).

Необходимо взять подшипник №3620 ГОСТ 5721-75, Н, Н.
В конструкции на первых трех приводах установлен подшипник №3520 ГОСТ 5721-75, Н, Н., практически без запаса.
На нижней узел звездочки применить такой же подшипник, хотя нагрузки на подшипник в два раза меньше, для обеспечения унификации.
Наибольший изгибающий момент определяется по формуле

=62000 кг/см = 62000 Нм   (1.54)

Находим диаметр вала по изгибающему моменту

= ∛(62000/(0,1∙160))=7,29 см=73мм=0,073м , (1.55)
где вал изготовить из стали 45 ГОСТ 1050-81, кг/см2 = 160 МПа;
Кратковременно на вал действует нагрузка кг = 120000 Н;
При этом диаметр вала см мм = 0,098 м;
Конструктивно диаметр вала принять d=100 мм = 0,1 м.

Момент сопротивления сечения определяем по формуле

=(3,14∙〖0,073〗^3)/32= 98,1см3=98,1∙10-6 м3 ,  (1.56)
где d - диаметр вала, м, d=0,073м.

Момент сопротивления по допустимому напряжению определяется по формуле

= 62000/1600=38,7 см3 = 38,7·10-6 м3, (1.57) где Миз - наибольший изгибающий момент, Нм, Миз=62000 Нм;
вал изготовить из стали 45 ГОСТ 1050-81, кг/см2.

Подбор клиновых ремней [3]
Исходные данные для расчета:
D2-диаметр шкивов на редукторе, мм (м) 200 (0,2)
282 (0,282)
425 (0,425)
675 (0,675)
D1-диаметр шкивов на электродвигателе, мм (м)200 (0,2)250 (0,25)
N-передаваемая мощность, кВт 30
n1-максимальное число оборотов малого шкива 1000
Iр-мах. передаточное отношение ременной передачи 3,38
Потом подбираем ремень сечением С (В).
Линейная скорость ремня вычисляется по формуле

v=(π∙d_1∙n_1)/60000=(3,14∙250∙1000)/60000 =13,8 м/с(1.58)

По табл. 40 мощность, передаваемая одним ремнем N=8,35 кВт
Рекомендуемое межцентровое расстояние вычисляют по формуле

(1.59)


Принимаем, мм = 1 м.
Диаметр шкивов 675 мм = 0,675 м и 200 мм = 0,2 м.
Длину ремня определяют по формуле

Lp = 2∙а+π/2∙(d_1+d_(2))+〖(d_2-d_1)〗^2/(4∙а)=2707 мм =2,707 м (1.60)

Округляем длину ремня до стандартного,
принимаем Lp=3550 мм = 3,55 м
Уточняем межцентровое расстояние по формуле

(1.61)
,

Расчет ведем на Lp=3550 мм = 3,55 м
Диаметр шкивов 250 мм = 0,25 м и 200 мм = 0,2 м.
ω= 706,5 мм = 0,7065 м, q=625 мм=0,625 м
аном=1421,5 мм=1,4215 м
Расчет ведем наLф=3550 мм=3,55 м.
Диаметр шкивов 675 мм = 0,675 м и 200 мм = 0,2 м
ω=1373,7 мм=1,3737 м, q=56406,25 мм=56,40625 м.
аном=1061,6 мм=1,0616 м
Разница межосевого расстояния в=360 мм=0,36 м.
Угол обхвата ремня определим по формуле

α = 180-57 (d_2 〖-d〗_1)/а=1540>900 (1.62)

Необходимое число ремней в приводе определяется по формуле

К = (P_ном∙С_р)/(Р_о∙С_α∙С_L∙C_R )= 8,4,(1.63)

где Рном- мощность электродвигателя, кВт, Рном=30кВт;
Ср-коэффициент динамической нагрузки, [табл. 33] Ср=1,7;
Ро- номинальная мощность, кВт передаваемая одним ремнем,Ро= 8,35;
С- коэффициент угла обхвата, [табл.44] , С=0,92;
СL- коэффициент, учитывающий длину ремня, [табл.45] СL=0,97-0,99;
СК- коэффициент, учитывающий число ремней в передачи, СК=0,79.

Следовательно, необходимое число ремней необходимое для передачи
30 кВт равно 8.
Величину натяжения ветви одного ремня Sо в Н определяют по формуле

So= (850∙P_ном∙С_р∙С_L)/(K∙v∙C_α ) + ө∙v2= 450,7Н ,(1.64)
где ө- коэффициент, учитывающий влияние центробежных сил,ө=0,3.

Прогиб ветви определяется по формуле

f = 1,55 а/100=16 мм=0,016 м (1.65)

Силу Q в Н определяют по формуле

Q = (1,4∙S_o+C_o)/16=48,8 Н, (1.66)
где Cо- коэффициент, зависящий от жесткости ремня, Cо=150.


Размер файла: 578,6 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 4         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.