Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
666 Расчетная часть-Расчет РЕДУКТОРА Р–350 и основных узлов станка-качалки UP 9Т 2500 – 3500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 176705Дата 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 РЕДУКТОРА Р–350 и основных узлов станка-качалки UP 9Т 2500 – 3500: ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА, Расчет ведомого вала редуктора, Расчет подшипников, Проверка долговечности подшипников, РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ТОЧКЕ ПОДВЕСА ШТАНГ СТАНКА – КАЧАЛКИ, РАСЧЕТ УРАВНОВЕШИВАНИЯ СТАНКА – КАЧАЛКИ, РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, Расчёт шатуна, РАСЧЕТ ВАЛА – ШЕСТЕРНИ В ПРОГРАММЕ ANSYS-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 4 ТЕХНИЧЕСКИЙ РАЗДЕЛ 4.1 КОНСТРУКЦИЯ, ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РЕДУКТОРА Р–350 Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор Р–350 представляет собой совокупность двух пар цилиндри-ческих шевронных зубчатых передач. Валы цилиндрических зубчатых передач лежат в плоскости разъема кор-пуса и крышки редуктора. Симметричное расположение зубчатых колес и опор валов относительно продольной оси редуктора обеспечивает равномер-ное распределение нагрузки на валы и подшипники. Валы изготовлены из ле-гированной стали с термообработкой. Смазка зацепления и подшипников ва-лов осуществляется разбрызгиванием масла из масляной ванны. Опоры ведущего и промежуточного валов выполнены на роликоподшип-никах с короткими цилиндрическими роликами, а ведомого вала – на ролико-подшипниках двухрядных сферических. На концы ведущего вала насаживаются шкивы тормоза и клиноременной передачи, на выходные концы ведомого – кривошипы, положение которых после определенного срока эксплуатации необходимо менять для перераспре-деления нагрузок на зубья колес, чтобы увеличить общий срок службы ведо-мого вала редуктора. Для этого на обоих концах ведомого вала имеются по две шпоночные канавки. Двухступенчатый редуктор предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к преобразующему механизму, посредством ре-менной передачи. При помощи шкивов ременной передачи и зубчатых колец редуктора уменьшается частота вращения кривошипного вала по сравнению с частотой вращения электродвигателя, в результате чего увеличивается враща-тельный момент на кривошипном валу. Частота вращения кривошипного вала равна произведению частоты вращения вала двигателя и передаточных чисел отдельных звеньев трансмиссии. Рисунок 4.1 – Общий вид редуктора Р–350 Таблица 4.1 – Техническая характеристика редуктора Р–350 Нормальный модуль зацепления I ступень II ступень 5 мм 6 мм Количество зубьев шестерни и колеса I ступень II ступень 14; 60; 16; 102 Угол наклона зубьев 27˚52′ Передаточное число I ступень II ступень Общее 1:6,4 1: 5,7 1:36,38 Максимальное число оборотов на ведомом валу 15 об/мин Максимальный крутящий момент на ведущем валу 35 кН Емкость масляной ванны 180 л Чистый вес 2647 кг 4.2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА Для проектирования механического привода ШСНУ с двухступенчатым цилиндрическим косозубым шевронным редуктором и клиноременной переда-чей принимаются следующие исходные данные: вращающий момент на ведомом валу редуктора М=35 кН м; число оборотов ведомого вала n4=15 об/мин. Принимаются следующие коэффициенты: КПД редуктора 1=0,97; коэффициент потери пары подшипников качения 2=0,99; КПД ременной передачи 3=0,97. Общий КПД привода , (4.1) где: η =0,97 – КПД пары цилиндрических колес; η =0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения; η =0,97 – КПД открытой цепной передачи; Требуемая мощность N электродвигателя определяется из выражения , (4.2) где: ω4 – угловая скорость ведомого вала, , (4.3) рад/с; кВт. По требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный, корот-козамкнутый серии 4АОП, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, 4АОП200L6 с параметрами Nдв=55кВт и скольжением S=1,3% (ГОСТ 19523-81). Номинальная частота вращения nдв=1000 –13=987 об/мин; угловая скорость (по формуле 3.3) ; рад/с. Проверяется общее передаточное отношение привода , (4.4) . что можно признать приемлемым, т.к. оно находится в допускаемом пре-деле значений: для цилиндрического двухступенчатого редуктора возможное значение передаточных отношений U=8…40, для ременной передачи Uр.п.=2…6, Uобщ=Uр × Uр.п.=16…240. Принимается для редуктора Uр=36,38; для ременной передачи Uр.п.=1,9, передаточное число тихоходной ступени Uб =6,4 и быстроходной ступени Uт =5,7 Вращающие моменты; угловые скорости; число оборотов на валах редуктора. I вал: ; (4.5) Нм = 552. 103 Н мм; 1 = эд = 103,3 рад/сек об/мин. II вал: ; (4.6) М2 = 552 . 1,9 . 0,97 = 1017 Н м; рад/с; об/мин. III вал: , где: з.п. .=0,97 – КПД зубчатой передачи, Нм; рад/с; об/мин. IV вал: ; Нм; рад/с; . Расчет тихоходной ступени редуктора Материал вала-шестерни – Ст 40Х с твердостью НВ=290; материал зубчатого колеса – Ст 40Х с твердостью НВ=260. Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость , (4.7) для шестерни ; для колеса ; Расчетное допускаемое контактное напряжение Н = 0,45 (Н1+Н2)  1,23 НMin, (4.8) Н = 0,45 × (591+536) = 507 МПа 1,23× 536=656 МПа. Требуемое условие Н  1,23 Н2 выполнено. Дальнейший расчет ведет-ся по материалу колеса. Принимается коэффициент, учитывающий неравно-мерность распределения нагрузки по ширине венца по табл. 3.12 КН =1,22; коэффициент ширины венца для косозубых колес принимается ва=0,4. Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев = , (4.9) где: К - вспомогательный коэффициент для косозубых передач, Ка=430; = мм; По ГОСТ2185-66 принимается а= 630 мм. Нормальный модуль зацепления mn = (0,010,02)× а = (0,010,02)× 630 = 6,3  12,6 мм. По ГОСТ 9563-60 принимается mn=8мм. Принимается угол наклона зубьев =28 и определяются числа зубьев ше-стерни и колеса ; Принимается: z1 =21; z2 = z1 × Uб= 21 × 5,7 = 120. Уточненное значение угла наклонов зубьев , тогда =2841; Основные размеры шестерни и колеса диаметры делительные мм; мм. Диаметры вершины зубьев мм; мм. Ширина колеса мм; Ширина шестерни мм. Определяется коэффициент ширины шестерни по диаметру ; определяется окружная скорость колес и степень точности передачи м/с; принимается восьмая степень точности передачи. Коэффициент нагрузки где: , , - при V=5м/с, . 4.3 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА В данном редукторе площадь теплоотводящей поверхности F=3,21 м2 (учитывается площадь днища). Условие работы редуктора без перегрева , (4.10) где: N1=55 кВт – требуемая для работы мощность; kt = 17 Вт / (м2 . С˚ ) – коэффициент теплопередачи; [ t]= 40˚ 60˚ - допускаемый перепад температур между маслом и окру-жающим воздухом. . 4.4 РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ 4.4.1 Расчет ведомого вала редуктора Расчет вала редуктора проводится на кручение по пониженным допускае-мым напряжениям. Диаметр выходных концов ведомого вала , (4.11) мм. Принимаются диаметры выходных концов ведомого вала dв4 = 160 мм. Диаметр вала под подшипники принимается dп4 = 170 мм. По табл. П.2 при-нимаются подшипники 3435 по ГОСТ 5721-75 в количестве – 2 штук. Силы, действующие в зацеплении Определяется окружная сила Ft, действующая в зацеплении ; радиальная сила Fr с углом зацепления  в нормальном сечении и углом наклона зубьев  . Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, обод которого выполнен с раздвоением венца дорожкой. Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы Fa/2 взаимно уравновеши-ваются и осевая сила Fa = 0. 4.4.2 Расчет подшипников Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (см. рис.2.2). Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости XZ от силы Ft Н. Здесь l2=1020 мм – расстояние от центра шевронного колеса до середины подшипника, принятое из конструктивных соображений. Определяются реакции опор в вертикальной плоскости ХY от радиальной силы Fr Н. Рисунок 4.2 – Схема нагружения валов редуктора Определяется радиальная консольная нагрузка Fк, действующая на вы-ходных концах ведомого вала . Определяются реакция опор от консольной силы Fк (4.12) Н; Н. Определяются суммарные радиальные опорные реакции подшипников: . Ввиду уравновешивания осевых сил на полушевронах колеса осевая сила равна нулю Fа =0, поэтому выбираем роликоподшипники радиальные с корот-кими цилиндрическими роликами. По заданному диаметру dп принимаем роликоподшипник легкой серии: d=170 мм, В=86 мм, D=310 мм, С= 210 кН. 3.4.3 Проверка долговечности подшипников Определяем эквивалентную нагрузку для радиального роликоподшипника RЕ = R r × V × Кб × Кт , (4.13) где расчетные коэффициенты V=1; Кб =1; Кт =1,3; тогда: RЕ = 58610 × 1 × 1 × 1,3 = 76198 Н. Расчетная долговечность роликоподшипника: , (4.14) где: n4 = 15 об/мин; 4.5 ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА НАСОСНЫХ ШТАНГ И РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ Насосные штанги предназначены для передачи возвратно – поступатель-ного движения от балансира станка – качалки к плунжеру насоса. Они изготав-ливаются из круглого проката высококачественной стали (ГОСТ 2590–71). Штанги соединяются между собой муфтами. Конструирование штанговой колонны предполагает выбор марки матери-ала штанг, определение необходимого числа ступеней, диаметра и длины штанг каждой ступени. Выбранная конструкция колонны должна обеспечить безаварийную работу насосной установки с запланированной подачей и при минимальных затратах. При проектировании штанговых насосных установок наиболее простым и оперативным является подбор конструкции штанговой колонны по специаль-ным табличкам и программам ЭВМ. В настоящее время наибольшее распро-странение получили таблицы Аз НИПИ нефть, для пользования, которыми необходимо только знать диаметр и глубину спуска скважинного насоса, но при этом штанговая колонна должна рассчитываться на прочность. В зависимости от коррозийной активности продукции предварительно вы-бирается материал штанг, характеризуемой величиной [σпр]. Если σ пр ≤ 0,75 [σпр] и максимальная нагрузка меньше. ,чем паспортная нагрузка станка – качалки, то окончательно выбирают одноступенчатую ко-лонну. В других случаях проверяется возможность применения двухступенча-той колонны. Колонна соответствует требованиям, если: 0,75[σпр] ≤ δпр ≤ 0,9 [σпр]; и максимальная нагрузка не превышает паспортной нагрузки на станок – качалку. В конкретном случае UР 9Т – 2500 – 3500. Насосные штанги выпускаются по ГОСТ 13877–80 Е «Штанги насосные и муфты к ним.» Штанги изготавливаются из стали марок: сталь 40; 20Н2М; 30ХМА; 15НЗМА; 15 × 2ИМФ. Так как штанги работают в агрессивной среде, по табл. 48 [4] выбирается сталь 20Н2М коррозионная с [σпр] не более 70 Н/мм2 (или с ТВЧ, σпр = 130 Н/мм2). Штанговая колонна представляет собой гибкую упругую нить, испытывающую во время работы насосов знакопеременные нагрузки. При ходе плунжера вверх колонна погружена максимальной, при ходе вниз – минимальной нагрузкой. Максимальная нагрузка складывается из собственного веса колонны штанг, веса столба жидкости и инерционных уси-лий от движущихся штанг за вычетам силы инерции от массы штанг. Нагрузка на штанги зависит от глубины спуска и диаметра насоса, а также от плотности жидкости. Для увеличения предельной глубины спуска штанг и уменьшения нагрузки на штанги и станок – качалку принимается двухступенчатая колонна штанг, со-ставленная из штанг неодинакового диаметра. По таблицам А3 – НИПИ нефть для насоса диаметром 43 мм и глубиной спуска 1138 м принимается двухступенчатая конструкция, состоящая из 41% штанг диаметром 22 мм и 59% - 19 мм. ℓ19 = = 671 м; ℓ22 = = 467 м. Наружный диаметр НКТ – 60 мм. Материал НКТ – сталь, группы прочности Д. При расчёте пренебрегается потерей веса колонны труб в жидкости, т.к. уровень жидкости в межтрубном пространстве во время работы скважины может быть оттеснён до башмака ко-лонны труб или находится вблизи его. Растягивающие нагрузки, вызывающие напряжение в опасном сечении, равные пределу текучести материала опреде-ляются по формуле: G = ; (4.15) где d1 – диаметр трубы по впадинам нарезки в торце первого витка, см; d1 = 5.74 см, d2 – внутренний диаметр резьбы в плотности см, d2 = 5.03 см, σт – предел текучести материала труб группы прочности Д, МПа; σт = 379 МПа. По формуле определяем предельные нагрузки для 60 мм труб g1 = 3,14 (5,742 – 5,032) ×104×379×106=211×103 Н; длину НКТ по условиям прочности на разрыв определяем по формуле: ℓ1 = q1 /ng; (4.16) где n – коэффициент запаса по отношению к пределу текучести материала, принимаем: n = 1,5; g – вес 41 м длины труб с муфтами н/м; g = 68,7 н/м. Длина 60 мм труб по формуле: ℓ1= 211 × 103/1,5 × 68,7 = 2039м, что вполне достаточно, т.к. ℓ = 1138 м. Выполняется проверочный расчёт принятой колонны гладких НКТ из ста-ли группы прочности Д на расстройство муфтовых соединений по формуле Яковлева: Рстр = ; (4.17) где D – средний диаметр трубы в основной плоскости резьбы (по первой полной нитке) см; б – толщина стенки трубы по впадине первой полной нитки, см; ℓ – полезная длина нарезки (нитка с полным профилем), см; λ = 60º – угол между гранью нарезки и осью трубы; φ = 6º – угол трения металла по металлу. По формуле вычисляем страчивающие усилия для труб 60 мм Рстр = Н. Предельная длина труб из стали группы прочности Д из расчёта допусти-мого страчивающего усилия по формуле для 60 мм труб ℓ1 = = 2019 м > 1138 м. Проводится расчёт штанг на установленную прочность по формуле при-ведённого напряжения цикла σпр = ; (4.18) где σмах – максимальное напряжение цикла; σмах = Р мах/fшт; где Р мах – максимальная нагрузка на штанги за цикл действия насоса; Р мах = ; (4.19) где Рж – вес столба жидкости; Рш – вес колонны штанг в воздухе; dшн –диаметр насоса штанг; n – число качаний в минуту; S0 – длина хода плунжера; φ – доля статического удлинения штанг в суммарном удлинении штанг и труб; ∆L – удлинение колонны штанг отвеса столба жидкости; ƒшм – площадь поперечного сечения штанг в точке подвеса; σa – амплитудное напряжение цикла; σа = (σмах – σмin)/2; σмin = Рмin /fшн ; (4.20) где σмin – минимальное напряжение цикла; ∆L = ; (4.21) где Е – модуль упругости стали; Е = 206 × 103 МПа, L – глубина спуска насоса ; L = 1138 м; ƒшср – площадь сечения штанг; ƒшср = ; (4.22) где Е1 и Е2 – доли ступеней, из которых состоит колонна штанг; Е1= 0,59; Е2 = 0,41; ƒшт 1 = = 283,4 мм2; ƒшт 2 = = 380 мм2; тогда, ƒштср = = 316,45 мм2; Рж = qh × ƒсм.ж – площадь сечения столба жидкости; ƒсш.ж = ƒНКТ – ƒштср; (4.23) где ƒНКТ – площадь поперечно сечения НКТ. Т.к. в конкретном случае приняты НКТ диаметром 60 мм с толщиной 5 мм, внутренний диаметр НКТ – 50 мм, тогда, ƒНКТ = = 1962,5 мм2; ƒсш.ж = 1962,5 – 316,45 = 146,05 мм2; Рж1 = 850 × 1646,05 × 10-6 × 640 × 9,81 × 102 = 8784,1 Н; φ = ; (4.24) где ƒТ- площадь сечения НКТ; ƒТ = ; (4.25) ƒТ = = 863,5 мм2; φ = = 0,73. Определяется вес штанг в воздухе: Ршм = (q22 ℓ 22 + q 19 ℓ 19 ) q; (4.26) Ршм = ( 3,14 × 467 + 2.35 × 671) × 9,81 = 29,85 × 103 Н. Подставив полученные значения в формулу (18) получим значение Рмах: Рмах = 8784,1+29850+0,011 ×0,12×29850× –1,4–0,153+100 = 38811,1Н. Определяем напряжение в штангах от Рмах: σмах = = 122,65 Н/мм2. По формуле определяем амплитуду напряжения в теле штанг за цикл дей-ствия насоса δа: σа = ; (4.27) где Рмin – максимальная нагрузка на штанги за цикл действия насоса; Рмin = ; (4.28) где Рш – вес колонны штанг в жидкости; Рш = qш× L ; где q ш = 21,1 н/м. Рш = 21,1×1138 = 24011,8 Н; Определяем Рмin: Рмin = 24011,8 – 77,03 – 100,0 = 23834,8 Н; σа равняется: σа = = 23,7 Н/мм2. Определяем σпр: σпр = = 53,87 Н/мм2. Т.к. [δпр] = 70 Н/мм2, то 0,75 [δпр] = 52,5 Н /м2, [δпр] = 63 Н/мм2. Анализируя проверочные расчёты, приходим к выводу, что м.к. соотно-шение 0,75 [δпр] ≤ δ пр ≤ 0,9 [δпр]; 52,5 < 53,87 < 60 – выдержано, но выбранная конструкция штанг и их ма-териал выбраны правильно. Р gon 90.000 Н ( по паспортным данным ) Поэтому условий Рмах < Рgon. 38811,1 Н < 90.000 Н , также соблюдается. 4.6 РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ТОЧКЕ ПОДВЕСА ШТАНГ СТАНКА – КАЧАЛКИ Определяем максимальные и минимальные нагрузки в точке подвеса штанг. Максимальную нагрузку в точке подвеса штанг можно определить по различным формулам в зависимости от режима откачки. Режим откачки: М = ; (4.29) где: а – скорость распределения звука в металле , а = 5100 м/с; h – глубина спуска насоса. М = = 0,2 < 0,5; т.е. режим откачки – статический Максимальная нагрузка по элементарной ( статический) теории определя-ется по формуле: Рмах = Рж + Ршт ( в + т); (4.30) где: Рж – вес столба жидкости под плунжером, Рж = ; Рж = = 13,8 × 103 Н; (4.31) Ршт = q22 ℓ22 + q19 × ℓ19; (4.32) где: Ршт – полный вес насосных штанг, Ршт = 3,14 × 437 + 2,35 × 683 = 29,2 × 103 Н = 2977 кг. Нагрузка от веса штанг: в = = 0,89; м = – фактор динамичности. м = = 0,04; Ршт = 29,2×103 (0,89 + 0,04) = 27,2×103 Н. Максимальная нагрузка в точке подвеса штанг: Рмах = ( 13,8 + 27,2) х 103 = 41×103 Н. Что в точке соответствует паспортные данные: Рмах = 90 х 103Н. 4.7 РАСЧЕТ УРАВНОВЕШИВАНИЯ СТАНКА – КАЧАЛКИ За один двойной ход балансира нагрузка на станок – качалку неравно-мерная. Неравномерная нагрузка, действующая на головку балансира, вызы-вает неравномерную работу электродвигателя. Такая неравномерность приво-дит к ускоренному износу узлов станков – качалок и к ненормальному режиму работы электродвигателя. Оптимальный режим его работы будет обеспечен в том случае, если работа, совершаемая двигателем в течение одного двойного хода (при ходе штанг вверх и вниз) постоянно. Постоянство работы двигателя достигается механическим уравновешиванием СК, т.е. противовесами. Исходя из выбранного режима эксплуатации определяем число и распо-ложение противовесов на кривошипе. Для этого определяем требуемый уравновешивающий момент: Мур = S ( Рщт + 0,5 Рж); (4.33) Мур = 1,5 (27,2×103 + 0,5×13,8×103) = 51500 Нм. Определяем вес груза, при котором установка будет уравновешена. При ходе штанг вверх и вниз работа двигателя будет равна: Ав = ( Рщт + Рж)×S - р×2 R; (4.34) Ан = - Рщт + р×2 R. (4.35) Прировнять правые части уравнений получим: р = ; (4.36) где: р – вес уравновешенного груза, г; r – радиус кривошипа, соответствующий принятой длине хода = 1,5 м, r = 45 см, R – расстояние от центра кривошипного вала до центра тяжести противо-веса. = = 32340 Н = 3234 кг. Вес одного груза равен: = 825 кг. Уравновешивание обеспечивается перемещением противовесов по криво-шипу. т.е. изменением радиуса R. Окончательное уравновешивание и контроль его осуществляют путём контролирования тока, потребляемого электродвигателем. Ток должен быть одинаковым при ходе вверх и вниз. Проверку осуществляют с помощью пере-носного амперметра, называемого амперклещами, работающему по принципу трансформатора рассчитывается по формуле: Е ≥ 2 × ; (4.37) где Е – коэффициент, Е = 0,125; j – сила тока, А 4.8 РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ На станка – качалках UР 9Т – 2500 – 3500 установлены асинхронные трёхфазные электродвигатели общего использования, с электродвигателем об-щего пользования, с короткозамкнутым ротором типа АFI. Для определения мощности установок с большой глубиной подвески и значительным числом ходов можно пользоваться формулой Д.Е. Ефремова: N = 401×10-6 πД2пл×SnрH ; (4.38) где: Дпл – диаметр плунжера, м; S – длина хода полированного штока, n – число двойных качаний в минуту, р – удельный вес откачиваемой жидкости, кг/м3, Н – высота подъёма жидкости, м; hн - к.п.д. насоса, hн = 0,9; hск – к.п.д. CR ; hск = 0.82; h – коэффициент подачи, R – коэффициент, учитывающий степень уравновешенности станка – ка-чалки, R = 1,2. N = 401×10-6×3,14×0,0432×1,5×6×868×1130× × 1,2 = 36 кВт. Nэл. двиг = 36 кВт – мощность электродвигателя. Согласно паспорта собираем эл. двигатель АСIЕ 36к/ 750е, Nд = 750 об/мин № 36 кВт. 4.9 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ 4.9.1 Расчёт шатуна При расчёте будем пользоваться элементарной теорией, принимая откло-нение шатуна от вертикали равных нулю. Запишем уравнение моментов сил, действующих на балансир, относи-тельно точки О. Ра – Ршат = О; (4.39) где: Ра – нагрузка на головку балансира, Ршат – усилие на шатун. Подставив значения Ра и решив относительно Ршат, получим: Ршат (Ршат + Рж + Рi); (4.40) где: Рi – силы инерции, Рж – вес жидкости, Ршт – полный вес штанг. Подставив значения Рi, получим: Ршат = (Ршат + Рж) + Ршт (W2r) cos ₤; (4.41) где: W – угловая скорость кривошипов, w = 0,63; cos ₤ – угол, cos Оº = 1. Ршат = ( 13,8×103 + 27,2×103) + 13,8×103× = 66124 Н = 6612,4 кг. Для хода штанг вниз: Рщат = Ршт + Ршт cos₤2; (4.42) Рщат = 13800 + 13800 × = 38924 Н = 3892,4 кг. Усилие в шатуне при ходе штанг вверх и вниз растягивающие. Необходи-мо иметь виду, что станок – качалка имеет два шатуна, и все найденные усилия в шатуне при ходе штанг вверх и вниз является суммарными для обоих шату-нов. 4.9.2 Расчёт балансира Балансир находится под действием нагрузки полированного штока Рмах = 90 КН и нагрузки шатуна, уравновешивающий нагрузку штока. От што-ка нагрузка передаётся через головку балансира. Кроме силы Р через головку в точке В балансир действует изгибающий момент создаваемый парой сил Rв и Q. м = Q × 88,8 – 90 КН × 88,8 см = 7992 кН см. Рассчитанный изгибающий момент действует на балансир находится в го-ризонтальном положении в зависимости от изменения положения балансира в пространстве изменяется и изгибающий момент достигает в положении отклю-чения балансира от горизонта на 32 30º. Головка балансира занимает предель-ное нижнее положение. Ммах = 109,6 кНм. Шатун с балансиром в том положении составляют угол 79º46΄, сила дей-ствующая на балансир со стороны шатуна направлена вдоль оси шатуна, сле-довательно, направление её определилось. Сила действующая на балансир в точке В равна нагрузке на штоке и направлена параллельно штоку, а баланси-ром составляет угол (90º – 32º30΄ = 57º30΄). Составим уравнение равновесия. Плоская система произвольно расположенных сил. Σх = т×сos 79º46΄ - Rох + Р сos 57º30΄= 0; Σу= - т×sin 79º46΄ - Rоу + Р sin 57º30΄= 0; ΣМо= - т×sin 79º46΄×250 - Р sin 57º30΄×210 – м = 0; Т = = 9000×0,84334×210 + 1096000 = 10934 кг = 109,34 кН; Rох = Т сos 79º46΄ + Р sin 57º30΄ = 10934×0,17761 + 9000×0,5373 = 6777,7 кг; Т sin 79º 46 + Р sin 57º30΄= 10934×0,38409 + 9000×0,84339 = 18350,55 кг. Расчет поперечных сил Q: участок I Q - = Т сos 10º14΄ = 10934×0,98403 = 10760 кг. участок II Q - = - Rоу = 10760 – 18350 = - 6590 кг. Расчёт изгибающих моментов Мч: участок I Мч = - Тсos 10º14΄ при 0 = Мч = 0; при Х = 250 см. Мч = - 2690 000 кг см. участок II Мч = - Тсos 10º 14΄×Х + Rоу ( Х – 250) при Х = 250 см; при Х = 460 см. Мч = - 10934×0,98409 + 18350 (460 – 850) = 1096000 кг см. 4.9.3 Расчёт балансира на прочность δ = ≤ [δи]. (4.43) Wх = ≥ . (4.44) Назначим для балки балансира материал сталь 30 выбираем по табл. 15 (справочник – конструктора машиностроителя В.И. Анурьев том 1 стр. 86 «Машиностроение»). 1979 г. [δи] = 1400 кгс / см2; Wх = = = 1923 см3. Принимаем форму поперечного сечения балансира двутавровую сварную конструкцию из листовой стали δ = 16 мм. Балка двутавровая сварная. Пример геометрические параметры сечения балки близкие к параметрам установленных долголетней практикой Н = 580 мм. В = 250 мм. Рисунок 4.3 – Балка двутавровая сварная При данных параметрах получаем момент сопротивления балки: Wх = Wх1 + Wх2 + …… + Wхn; (4.45) Wх = = 2305 см3. Момент сопротивления балки: Wх = 2305 см3 > 1923 см3 = Wх. Данное соотношение подтверждает, что балка будет работать с запасом прочности δдейств. = = = 1301 кгс/ см2; δдейств. = 1301 < [δ] = 1400 кг/ см2; запас прочности по допускаемым напряжениям составляет 7% . 4.9.4 Расчёт допускаемой глубины установки насоса в скважине Н = ; где: [P] = 90 КН = 9000 кг – предельно допустимая нагрузка на штоке, Н – предельно допустимая глубина установки насоса, dнкт – внутренний диаметр НКТ, Дм – диаметр штанги, рн – 0,85 г/мс3- плотность нефти, рш – 7,85 г/см3 – плотность стали штанги. Производя расчёты получим предельные глубины установки насоса в за-висимости от dнкт и Дш при ≤ 9000 кг. Таблица 4.2 – Параметры насосно – комперссорных труб Дш d нкт Значение H, м 25 22 19 89 1271 1382 1542 73 1557 1722 1977 60 1843 2073 2463 48 2103 2414 2949 Проверка обеспечения установки мощностью привода на выкидном валу привода имеем Мкмах = 35 кНм Усилие на шатуне: Рш = ; отсюда получаем: Таблица 4.3 – Усилие на шатуне R Р, кг на шатуне Р, кг на шатуне 1 2 3 450 595 740 975 1195 7778 5882 4730 5590 2929 642 4902 3942 2332 2441 Максимальная производительность установки будет обеспечена при уста-новке R мах; НКТ 89; штанги 19; При этом предел заглубления будет равен = 418 м. Максимальная глубина установки насоса достигается при Rмin ; НКТ 48; шт 19. По данной мощности привода снизится и нагрузка на балансир Максимальный изгибающий момент будет равен: Ми мах = Р×250 = 1778×250 = 194,4 500 кНм; δдейств. = = 844 кгс/ см2. при таком направлении можно, оставив неизменёнными геометрические параметры балки, назначить более дешевую сталь – сталь 3 с [Д] = 1100 кг/ см2. Балка будет работать с запасом прочности – 23% Рисунок 4.4 – Построение эпюры В полном цикле перемещения балансира изгибающей момент изменится всего на 0,4 %, т.е. характер нагрузки можно считать постоянной. 4.10 РАСЧЕТ СВАЙНОГО ОСНОВАНИЯ ПОД СК В УСЛОВИЯХ МУРАВЛЕНКОВСКОГО МЕСТОРОЖДЕНИЯ 4.10.1 Расчёт свайного основания под СК марки «Вулкан» Ф 168 × 8ℓ = 7 м. Глубина положения в грунт 6 м. Условно принимаем грунт однородный – песок мягкий. Расчётное сопротивление под нижним концом добивных свай R1 = 230 тс/м2. Расчётное сопротивление на боковой поверхности добивных свай R2 = 4,2 тс/м2. Расчёт ведём согласно данных СНИП 2.02.03 – 85 «Свойства фундамента» М.ЦИТП Госстроя СССР 1986 г. ЕС станка – качалки 12 692 кг. Согласно СН и 2.01.07. – 85. Нагрузки и воздействия принимаем коэффициент перегрузки К1 = 1,2. Нагрузка с учётом коэффициента перегрузки Р = 12600×1,2 = 15230 кг. Вес свайного поля ростверков: 3970 кг. СН и П 2.01.07 – 85. Коэффициент перегрузки К2 = 1,05. Нагрузки и воздействия М. ЦИТП Госстроя СССР 1987 г. Нагрузка с учётом коэффициента перегрузки: 3970×1,05 = 4170 кг. Общая нагрузка на основании: 15120 + 4170 = 19400. Определяем несущую способность сваи из трубы ф 168 × 8ℓ = 7 м. Fd = γc ( γc R1Ŝ + Р γс×R2×h×Уск×Усr); (4.46) где: γc – коэффициент условий работы сваи в грунте = 1, Ŝ- площадь опирания на грунт сваи, Р – наружный периметр поперечного сечения сваи, h – глубина погружения сваи в грунт = 6м. Уск; Усr – коэффициент условий работы грунта, соответственно под ниж-ним концом и боковой поверхности сваи, учитывающие влияние способа по-гружения сваи на расчётное сопротивление грунта. Уск = 1; Усr = 1. СНиП 2.02.03 – 85 Свайные фундаменты. Площадь трубы ф 168×8; γ = π22= 3,14×0,0842 = 0,022 м2. Периметр трубы ф 168×8; Р = πd = 3,14×0,168 = 0,53м. Так, как свая из трубы имеет открытый нижний конец, несущая способ-ность сваи снижается на коэффициент К3 = 0,8. Fd = 1×( 1×230×0,022×0,8 + 0,53×1×4,2×6×1) = 5,064 + 13,356 = 17,408 кг. Определяем расчётную нагрузку, передаваемую на сваю: N = ; (4.47) где: n – коэффициент надёжности. Если несущая способность сваи определена расчётом, в том числе по ре-зультатам динамических испытаний свай, выполненных без учёта упругих де-формаций грунта. n – 1,4; N = = 12,43 кг. Определяем количество свай согласно данного расчёта. Общая нагрузка на основание Р = 26,730 кг; N = 12,430 кг; = 3 сваи. В связи с тем, что станок – качалка относится к механизмам с динамиче-скими нагрузками, основание под них должно быть запроектировано таким образом, чтобы обеспечить нормальную работу оборудования, исключить вредные воздействия вибраций на расположенные в близи трубопроводы, кон-струкции, обеспечить допустимый уровень вибраций, соответствующий нор-мам. Рама станка – качалки должна полностью опираться и крепиться к раме ростверка. Исходя из этих соображений, размеров рамы станка – качалки кон-структивно принимаем основание из 10 свай, связанных конструкциями рост-верки. 4.11 РАСЧЕТ ВАЛА – ШЕСТЕРНИ В ПРОГРАММЕ ANSYS Рисунок 4.5 – Схема рассчитываемого вала – шестерни 4.11.1 Обоснование выбора конечных элементов и их описание Рассчитываемый узел подвергается воздействию больших осевых нагру-зок. Первичными переменными, которые вычисляются в ходе конструкционно-го анализа, являются смещения. В дальнейшем, исходя из вычисленных смеще-ний в узлах сетки, определяются напряжения, пластическая деформация. В нашем случае смещение происходит вдоль одной из осей, с одной степенью свободы. Степени свободы не определяются явно, а подразумеваются типами конечных элементов, приложенными к ним. Конечный элемент SOLID186 удовлетворяет заданным параметрам. Пред-ставляет собой элемент для трехмерного твердотельного моделирования с 20 узлами и хорошо подходит для моделирования импортированных твердотель-ных моделей. Элемент имеет три степени свободы и может использоваться при модели-ровании пластичности, гиперупругости, ползучести, больших деформаций, а также имитации почти несжимаемых материалов и полностью несжимаемых гиперупругих материалов. В случае моделирования гиперупругих материалов, направление напря-жения и деформации всегда определяются относительно глобальной декарто-вой системы координат. Характеристики элемента SOLID186. 1. Количество узлов – 20 (I, J, K, L, M, N, O, P, Q, R, S, T, U, V, W, X, Y, Z, A, B). 2. Реальные константы – нет. 3. Степени свободы - 3 (OX, OY, OZ). 4. Предназначен для моделирования: пластичности, гиперупругости, вязкоупругости, вязкопластичности, ползучести, придания жесткости, боль-ших смещений, большой деформации, ввода начального напряжения, автома-тический отбора технологии элемента, рождения и смерти. 5. Свойства материала. EX – модуль упругости в направлении OX; EY – модуль упругости в направлении OY; EZ – модуль упругости в направлении OZ; ALPX – коэффициент теплового расширения в направлении OX; ALPY – коэффициент теплового расширения в направлении OY; ALPZ – коэффициент теплового расширения в направлении OZ; PRXY – коэффициент поперечного сжатия в плоскости X-Y; PRYZ – коэффициент поперечного сжатия в плоскости Y-Z; PRXZ – коэффициент поперечного сжатия в плоскости X-Z; DENS – плотность материала; GXY – модуль сдвига в плоскости X-Y; GYZ – модуль сдвига в плоскости Y-Z; GXZ – модуль сдвига в плоскости X-Z; DAMP – демпфирование. Рисунок 4.6 - Геометрическая форма конечного элемента SOLID186 Из рисунка видно, что направления выходных напряжений параллельны системе координат элемента. При работе с SOLID186 необходимо учитывать следующие допущения. 1. Элемент не должен иметь нулевого объема, а также искривлен так, чтобы образовывалось два отдельных объема. 2. Смещение края с удаленной средней вершиной происходит линейно, а не параболически. 3. Следует использовать, по крайней мере, два элемента в каждом из направлений. 4. Трансформирование элемента в четырехгранник, клин или пирамиду должно использоваться с предостережением. Размеры элемента должны быть относительно малы, чтобы минимизировать градиенты напряжений. Основная идея метода конечных элементов состоит в том, что любую ве-личину - температуру, давление или перемещение можно аппроксимировать дискретной моделью, которая строится на множестве кусочных непрерывных функций, определенных на конечном числе подобластей. Кусочные непрерыв-ные функции определяются с помощью значений непрерывной величины в ко-нечном числе точек, рассматриваемой области. При построении дискретной модели непрерывной величины, поступают так: 1) в рассматриваемой области фиксируется конечное число точек. Эти точ-ки называются узловыми или узлами. 2) значение непрерывной величины в каждой узловой точке считается пе-ременной, которая должна быть определена. 3) область определенных непрерывных величин разбивается на конечное число подобластей – элементы. Они имеют общие узловые точки и в совокуп-ности аппроксимируют форму области. 4) непрерывная величина, аппроксимируемая по биному, которая опреде-ляется с помощью узловых значении этой величины. Преимущества и недостатки метода: 1 свойства материалов смежных элементов могут быть разные; 2 методом можно пользоваться не только для областей с хорошей формой границы; 3 размеры элементов могут позволить более тщательно исследовать от-дельные зоны разбития; 4 с помощью метода конечных элементов не представляет труда рассмот-реть с разрыв поверхностью нагрузкой, а также смешанных граничных усло-вий; 5 необходима научная машина. Классификация конечных элементов может быть проведена в соответствии с порядком полиномиальным полем этих функций, при этом рассматриваются три группы элементов: 1)симплекс элементы; 2) комплекс элементы; 3) мультиплекс элементы. Размер файла: 2,2 Мбайт Фаил: (.rar)
Скачано: 1 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. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет РЕДУКТОРА Р–350 и основных узлов станка-качалки UP 9Т 2500 – 3500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: