Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
553 Расчетная часть-Расчет привода штангового глубинного насоса Уралтрансмаш ПШГН8-3-4000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 176707Дата 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 привода штангового глубинного насоса Уралтрансмаш ПШГН8-3-4000: Кинематический расчет станка-качалки, Расчет кинематики по элементарной теории, Расчет кинематики по уточнённой теории, Расчёт балансира на прочность, Расчет опоры скольжения, Расчет по критерию износостойкости, Расчет по критерию теплостойкости-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 3.1 Кинематический расчет станка-качалки [2]. Рисунок 3.1 - Принципиальная схема кривошипно-корамыслового механизма Известные величины по ТУ3-8629651-010: - длина хода S=3 м; - длина переднего плеча балансира К1=2,5 м; - длина заднего плеча балансира К=3,5 м; Определяем длину кривошипа из соотношения (3.1) Определяем длину шатуна из соотношения (3.2) 3.1.1 Расчет кинематики по элементарной теории Элементарная теория отличается простотой и даёт наглядную картину скоростей и ускорений в звеньях станка-качалки [15]. Элементарная теория основана на двух допущениях: - точка D (Рис. 3.1) , соединение шатуна с задним плечом балансира со-вершает гармонические колебания, что записывается в виде , (3.3) - точка D движется по прямолинейному пути, а не по дуге, т.е. пренебре-гаем кривизной пути точки D, что записывается в виде , (3.4) Ход точки D - точки подвеса штанг к балансиру определяется в зависи-мости от отношения плеч балансира К и К1. , (3.5) , (3.6) , (3.7) где ω - угловая скорость кривошипа; φ - угол от 0° до 360°. Результаты расчётов в таблице 3.1. 3.1.2 Расчет кинематики по уточнённой теории Недостаток элементарной теории - значительные расхождения по факти-ческому значению S,V,W по сравнению с реальными механизмами. Уточнённая теория учитывает изменение закона движения балансира в результате конечной длины шатуна. Однако при этом пренебрегают кривиз-ной траектории т. D, принимая её прямолинейной, что запишется. ; , (3.8) При этом значения перемещения, скорости и ускорения точки D будут рассчитываться по формулам: , (3.9) , (3.10) , (3.11) Результаты расчётов в таблице 3.2. 3.1.3 Точная теория При значительной длине хода невозможно пренебречь кривизной пути точки D, в этом случае необходимо использовать точную теорию. Истинное значение скоростей и ускорений точки сочленения балансира с шатуном (точка D), можно получить, если рассматривать станок-качалку как плоский шарнирный четырёхзвенник, у которого три звена подвижные OA, AB, BD и одно неподвижное O1O (линия, соединяющая ось качания баланси-ра с осью кривошипа). При этом учесть, что проекция точки D совершает не гармонические ко-лебания, а движется по дуге радиусом O1D. Значения скорости и ускорения точки D по точной теории можно полу-чить аналитическим способом и графоаналитическим способом. Результаты расчётов в таблице 3.3. Таблица 3.1 - Результаты расчетов по элементарной теории Элементарная теория α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 S 0 295,41 1102,5 2205 3308 4114,6 4410 4115 3308 2205 1102,5 295,4 0 V 0 1384,7 2398,4 2769,5 2398 1384,7 0 -1385 -2398 -2769 -2398 -1385 -0 W 3478 3012,4 1739,2 0 -1739 -3012 -3478 -3012 -1739 0 1739,2 3012 3478 Таблица 3.2 - Результаты расчетов по уточненной теории Элементарная теория Уточненная теория α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 S 0 364,32 1309,2 2480,6 3514 4183,5 4410 4183 3514 2480,6 1309,2 364,3 0 V 0 1804,5 2818,2 2769,5 1979 965,01 0 -965 -1979 -2769 -2818 -1804 -0 W 4696 3621,2 1130,5 -1217 -2348 -2404 -2261 -2404 -2348 -1217 1130,5 3621 4696 Таблица 3.3 - Результаты расчетов по точной теории Точная теория (планы скоростей и ускорений) α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360 Vаб 1,165 0,44 0,34 0,06 0,42 0,84 1,165 1,06 0,72 0,22 0,7 1,18 1,165 Vб 0 0,84 1,08 1,12 0,78 0,36 0 -0,44 -0,6 -1,02 -1,16 -0,8 0 W 2,64 1,43 0,8 -0,76 -1,42 -2,2 -1,26 -1,12 -1,12 -1,06 0,84 2,04 2,64 Определяем кинематический показатель: , (3.12) В соответствии с ГОСТ-ом m не должен превышать 1,62, что удовлетво-ряет полученному кинематическому показателю. На основе рассчитанных данных построены следующие графики измене-ния: перемещения, скорости, ускорения за цикл рисунок 3.2 , рисунок 3.3 , рисунок 3.4 соответственно. Рисунок 3.2 - Графики перемещения Рисунок 3.3 – Графики скорости Рисунок 3.4 - Графики ускорения 3.2 Расчёт балансира на прочность В качестве материала балансира будем использовать сталь конструкци-онная углеродистая качественная 40, у которого предел прочности σв=830 МПа, предел текучести σт=685 МПа. Конструкция и размеры основного сечения балансира в соответствии с ГОСТ 8240-97 показаны на рисунке 3.5. Проведём прочностной расчёт балансира по наибольшим нормальным напряжениям, возникающим в его поперечном сечении. Момент сопротивле-ния сечения швеллера по ГОСТ 8240-97 равно 761 см3. Следовательно, вы-бранное сечение балансира будет иметь момент сопротивления сечения см3. Исходные данные для определения максимальной нагрузки в точке подвеса штанг: глубина спуска насоса L = 1500 м, диаметр скважинного насоса Dн = 38 мм, динамический уровень Нд = 700 м, диаметр насосных штанг Dшт = 19 мм, диаметр НКТ Dнкт = 48 мм Определим значение максимальной нагрузки, действующей в точке под-веса штанг с учетом статических ( , ) и инерционных нагрузок ( ). (3.13) где - усилие от веса колонны штанг, Н; - усилие от веса столба жидкости, Н инерционные силы от веса штанг и веса столба жид-кости (3,14) где - удельный вес штанг (7,85 г/см3) - площадь штанг, м2, - глубина спуска,м (3.15) где: Нд - расстояние до динамического уровня от устья скважины; Fп - полная площадь плунжера насоса; γж - удельный вес добываемой жидкости. (3.16) где WB – ускорение точки подвеса штанг на пути SB m - коэффициент, учитывающий состояние проточных каналов, который определяется из следующего выражения: (3.17) где FT - площадь живого сечения подъёмных труб. Расчет балансира проведем по номинальной нагрузке в точке подвеса штанг Н. Рисунок 3.5 - Поперечное сечение балансира Определяем значение кратковременного действия нагрузки : , (3.18) где μм - кратность мгновеннодействующей нагрузки, μм=1,5÷2; Определяем кратковременно действующий момент: (3.19) Максимальное кратковременно действующее напряжение в опасном се-чении будет: (3.20) Запас прочности определяется по формуле: (3.21) Определяем запас прочности балансира в случае пластической деформа-ции: (3.22) . Проверим балансир на действие переменных нагрузок: Н (3.23) (3.24) Следовательно: (3.25) Среднее напряжение цикла σm и амплитуды σa определяем по формулам: (3.26) (3.27) Определяем значение коэффициента (Кσ)о [11]: (3.28) где Кσ=1,5; εσ=0,9; βσ=0,6; Определяем (σа)э: (3.29) Определяем запас выносливости: (3.30) где σ-1 – предел выносливости; Очевидно, что полученный запас прочности обеспечит надежную работу балансира. При расчете усилия в шатуне будем пользоваться элементарной теорией, принимая отклонения шатуна от вертикали равным нулю, а также пренебре-гая силами трения и весом деталей станка качалки. [14]. Усилие в шатуне и в шарнирном соединении шатуна с кривошипом определится исходя из условия . (3.31) Подставив значение РНОМ и решая относительно Рш, получим Н Нагрузка Pш равномерно распределяется между шатунами т. е. Н. 3.4 Расчет опоры скольжения 3.4.1 Расчет по критерию прочности Целью расчета подшипников скольжения является установление допу-стимых значений основных критериев работоспособности [9]: среднее давле-ние (контактное напряжение) , скорость скольжения , интенсив-ность изнашивания , а также необходимо определить ограничения по температурам . Подшипник работает в условиях сухой смазки при малой скорости скольжения. При таких условиях можно с большой надежностью и достовер-ностью использовать в расчете исходные механические и геометрические ха-рактеристики подшипника. При проектировочном расчете исходными дан-ными являются действующая нагрузка Р =57400,число полных циклов (мак-симальное число качаний головки балансира) = 12 мин-1, диаметр цапфы пальца d =80мм геометрические размеры самого подшипника. Кроме этих величин известными являются температура окружающей среды, вид нагруз-ки. b = 44 мм dСФ = 130 мм Рисунок 3.7 – Сферический подшипник скольжения Расчет по критерию прочности заключается в обеспечении необходимой прочности подшипника, материал ко¬торого подвергается объемному сжатию под действием нагрузки. За критерий прочности или несущую способность подшип¬ника принимают среднее давление (контактное напряжение) [6]. 1) Статическая несущая способность (контактное давление) определяется из условия отсутствия остаточных деформаций и разрушения антифрикцион-ных элементов. Критерий прочности определяется зависимостью: , (3.28) где - предельно допускаемое давление для выбранного материала подшипника = 18 – 25 МПа. , (3.29) где S - расчетная площадь контакта, условно принимаемая равной площади проекции подшипника, N - эквивалентная радиальная (нормальное) нагрузка, действующая на подшипник. , (3.30) где - длина подшипника (верхнего кольца), мм; - диаметр сферического подшипника (диаметр внутреннего кольца), мм. , => условие выполняется. Величина предельно допускаемого давления для каждого материала определяется экспериментально и характеризует начало катастрофического разрушения, сопровождающегося интенсивным износом при неизменной принятой скорости скольжения. Как показывают испытания, с увеличением скорости скольжения предельно допускаемое давление падает в основном из-за повышения температуры в зоне контакта и изменения, вследствие этого, физико-механических свойств материала. Поэтому несущая способность подшипника ограничивается также предельно допускаемой скоростью сколь-жения . 2) Величина для каждого материала также определяется эксперимен-тально и наряду с характеризует его антифрикционные свойства. Для нормальной работы подшипника необходимо соблюдение условия , (3.31) где - предельно допускаемая скорость, = 2 – 4 м/с. Среднюю скорость скольжения в контакте определим по формуле: , (3.32) где - угол качания, град. В условиях вращающейся относительно подшипника нагрузки угол ка-чания будет составлять 3600 [6]. Рисунок 3.8 - Кинематическая схема - угол качания (колебания); - полный угол качания (цикл). мм/с , => условие выполняется. 3.4.2 Расчет по критерию износостойкости Расчет на долговечность по износу путем использовании закономерно-стей процесса изнашивания во времени [9]. 1) Число ожидаемых циклов определяется по формулам: или , (3.33) где - путь трения скольжения, см; - допустимый износ, см; - средняя интенсивность изнашивания трущихся материалов. Выразим интенсивность изнашивания по пути трения скольжения и по времени зависимостями: , и , где h – износ; - интенсивность изнашивания (по пути трения); - интенсивность изнашивания (по времени). Из указанных соотношений можно получить выражения: или . Время работы выразим зависимостью . Используя параметры интенсивности изнашивания материала и допусти-мого износа, найдём ожидаемое время работы: , (3.34) Надежное прогнозирование долговечности опоры главным образом за-висит от правильного определения интенсивности изнашивания материалов , которая в реальных условиях эксплуатации определяется в диапазоне . На рисунке 3.9 представлена область зависимости интен-сивности изнашивания от среднего давления. Рисунок 3.9 – Область зависимости интенсивности изнашивания от среднего давления Допустимый износ определяется экспериментально исходя из условий эксплуатации. Для металлокерамики, пропитанной маслом мм. Таким образом, получим: часов = 853 дня Коэффициент трения скольжения по экспериментальным данным умень-шается с ростом давления и температуры, и увеличивается с ростом скорости скольжения. 3.4.3 Расчет по критерию теплостойкости Нормальный тепловой режим при установившейся работе подшипника обеспечивает стабильность физико-механических свойств материалов пары трения и геометрических размеров подшипника и является основным факто-ром надежности, долговечности и необходимого срока службы [9]. Тепловой расчет шарнирного подшипника в установившемся режиме осуществляется на основе уравнения теплового баланса: (3.35) где - количество теплоты, выделяющееся в шарнире в единицу времени; - количество теплоты, отводимое наружным кольцом; - количество теплоты, отводимое внутренним кольцом; - количество теплоты, отводимое через весь узел во внешнюю среду. Количество теплоты, выделяющееся в результате работы силы трения в единицу времени: (3.36) где - сила трения, Н; - тепловой эквивалент механической энергии, ккал /(Н м). (3.37) Тепло, выделившееся в подшипнике без смазки, может быть отведено во внешнюю среду через корпус подшипника и вал в случае, если материалы вала и подшипника обладают высокой теплопроводностью. Поскольку теп-лоотвод через корпус подшипника значительно выше, чем через вал, то в расчете ограничиваются вычислением теплоотвода через корпус. Такой же расчет производят, когда шейка вала выполнена из материала с низкой теп-лопроводностью. Если же вкладыш подшипника толстостенный и выполнен из материала, плохо проводящего тепло, то отводимое тепло рассчитывают через вал. Количество тепла, отводимое через корпус подшипника, в общем виде находят по формуле (3.38) где - коэффициент теплопередачи, ккал/(м2ч0С); - температура рабочей зоны подшипника, 0С; - температура окружающей среды, 0С; - площадь поверхности той части длины вала (м2), которая распо-ложена по обе стороны от подшипника и принимается (34) d. Коэффициент теплопередачи при охлаждении корпуса подшипника воз-духом, для не обдуваемых подшипников принимается k=814 ккал/(м2ч0С) При установившемся режиме и отводе тепла из рабочей зоны подшипни-ка через вал, температура в рабочей зоне подшипника определиться следую-щей формулой: подставляя в формулу (3.8) значения величин из формул (3.9), (3.10) (3.11), получим (3.39) 0С 0С Далее сравниваем температуру tП с предельно допустимой температурой [t] для выбранного материала так, чтобы выдерживалось соотношение: (3.40) Для материала подшипника (металлокерамика, пропитанная маслом) принятого в этом проекте [t] от минус 400С до 800С. , ( - 14,210С – 65,780С) (- 400С – 800С) => условие выполняется. Ввиду того, что результаты расчета подшипника удовлетворяют услови-ям, обеспечивающим надежную работоспособность. Срок службы опоры со-ставляет более 800 суток, что больше, чем нормативный срок службы редук-тора до первого капитального ремонта. В результате сферический подшип-ник скольжения можно рекомендовать в качестве альтернативы стандартному подшипнику качения. Затраты на обслуживание сферического подшипника скольжения по сравнению с подшипниками качения меньше по причине пре-имуществ первого. Размер файла: 261,5 Кбайт Фаил: (.rar)
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 привода штангового глубинного насоса Уралтрансмаш ПШГН8-3-4000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: