Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
553 Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБ-600-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважинID: 176856Дата закачки: 20 Января 2017 Продавец: leha.se92@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 бурового насоса УНБ-600: Определение подачи насоса, Определение мощности насоса и его привода, Расчет штока, Расчет цилиндровой втулки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин Комментарии: 3.РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 3.1. Определение подачи насоса Определяем площадь сечения поршня Fп = ∙Dп2/4 (3.1) где Dп – диаметр поршня. Fп = 3.14∙0.22/4 = 0.031 м2 Определяем площадь сечения штока fшт = ∙dшт2/4 (3.2) где dшт – диаметр штока. fшт = 3.14∙0.072/4 = 0.0038 м2 Определение теоретической подачи Qт = z∙S∙n∙((2∙Fп – fшт) /60), (3.3) где z – число цилиндров насоса; S – длина хода поршня, м; n – число двойных ходов штока в мин.; Fп – площадь сечения поршня, м2; fшт – площадь сечения штока поршня, м2. Qт = 2∙0.4∙65∙((2∙0.031 – 0.0038)/60) = 0,05 м3/с Находим коэффициент вредного пространства Кв = (Vвр + Fп∙S)/ Fп∙S, (3.4) где Vвр - объем вредного пространства, дм3; Fп – площадь сечения поршня, дм2; S – длина хода поршня, дм. Кв = (4 + 3.1∙4)/ 3.1∙4 = 1.3 Коэффициент заполнения цилиндров находится по формуле о1 = 1 - Кв∙ , (3.5) где Кв – коэффициент вредного пространства;  - коэффициент объемного содержания газа в цилиндре,  = 0.1. о1 = 1 – 1.3∙ 0.1 = 0.87 Коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости находится по формуле о3 = 1 - Кв∙ ∙P, (3.6) где Кв – коэффициент вредного пространства;  - сжимаемость жидкости при повышении давления на 1 кГ/см2,  = 5∙10-5; Р – давление нагнетания насоса, кГ/см2. о3 = 1 – 1.3∙ 5∙10-5∙250 = 0.984 Определяем объемный коэффициент полезного действия о = о1∙о2∙о3, (3.7) где о1 – коэффициент заполнения цилиндров; о2 – коэффициент, учитывающий утечку жидкости из цилиндра через зазоры в цилиндро-поршневой паре, уплотнениях штоков, клапанах, прокладках и других местах, о2 = 0.98; о3 - коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости. о = 0.87∙0.98∙0.984 = 0.84 Действительная подача насоса находится по формуле Qд = о∙ Qт, (3.8) где о – объемный коэффициент полезного действия; Qт – теоретическая подача насоса. Qд = 0.84∙ 0.05 = 0.042 м3/с 3.2 Определение мощности насоса и его привода Определение гидравлической мощности насоса при наибольшей подаче Nг’ = Q∙P/102, (3.9) где Q – объемная подача, л/с; P – давление на выходе, Па. Nг’ = 51∙1∙106/102 = 500 кВт при наименьшей подаче Nг’’ = 19.7∙25∙106/102 = 483 кВт Определение мощности насоса Nнас = Nг’/ηнас, 3.10) где ηнас – коэффициент полезного действия насоса. Nнас = 500/0.8 = 625 кВт Мощность двигателя к насосу выбирается с некоторым запасом для обеспечения работы насоса с кратковременными перегрузками и преодоления сопротивлений в трансмиссии Nдв = Nнас∙(1/тр + 0.075), (3.11) где тр – коэффициент полезного действия трансмиссии, тр = 0.89. Nдв = 625∙(1/0.89 + 0.075) = 749 кВт Вычисляем максимальную высоту подъема тарелки клапана из соотношения hmax = 650/n, (3.12) где n – число двойных ходов, ходов/мин. hmax = 650/65 = 10 мм Определение усилия пружины клапана Р = (Нкл∙∙dс2∙/4) - Gкл, (3.13) где Нкл – величина гидростатического напора, Нкл = 3 м.вод.ст.; dс – диаметр седла клапана, м; Gкл – вес тарелки клапана, кГ;  - объемный вес перекачиваемой жидкости,  = 1.2 кГ/м3. Р = (3∙3.14∙0.1462∙1200/4) – 8.3 = 52 Кг Постоянная пружины находится по формуле С = (Р - Ро)∙10/hmax, (3.14) где Р – усилие пружины клапана, кГ; Ро – наименьшее усилие пружины, кГ; hmax – максимальная высота подъема тарелки клапана, мм; С = (52 - 26)∙10/10 = 26 кГ/см Зная максимальную высоту подъема тарелки клапана и гидростатическую нагрузку на клапан определяем диаметр клапана , (3.15) где Fп – площадь поршня, м2; r – радиус кривошипа, м; w – частота вращения коренного вала, рад/с; hmax – наибольшая высота подъема тарелки клапана, м; m – угол наклона образующей посадочной поверхности тарелки;  - коэффициент расхода через щель клапана; g - ускорение свободного падения, g = 9.81 м/с2; Нкл – гидростатическая нагрузка на клапан, м вод. ст. м Рис. 3.1. Расчетная схема клапана Отношение площади опорной и уплотнительной поверхности тарели клапана к площади верхней поверхности клапана кст = (Dk2 - Do2)/Do2∙cos , (3.16) где Dk - диаметр клапана, м; Dо - диаметр отверстия седла, м;  - угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана. к¬ст = (0.2222 - 0.1452)/0.1452∙cos 30 = 1.55 Момент изгиба тарели клапана Мт = Ppi∙dо2∙(3 + )/64, (3.17) где Ppi - расчетное давление, Па;  - коэффициент Пуассона, =0.3. Мт = 26∙106∙0.1452∙(3+0.3)/64 = 2.819∙104 Н∙м Максимальное напряжение изгиба тарели и_мах = 6∙Мт/т2, (3.18) где т - толщина тарели, м. и_мах = 6∙2.819∙104/0.032 = 1.879∙108 Па Коэффициент запаса прочности Sт = т/и_мах = 850∙106/187.9∙106 = 4.52 (3.19) Коэффициент запаса прочности по выносливости na = 0.8∙2∙-1с/((и_мах/2)∙(KD+∙m)) = =0.8∙2∙350∙106/((187.9∙106/2)∙(4+0.09)) = 1.46 (3.20) 3.2 Определение высоты всасывания Располагаемый напор при давлении в цилиндре 0.01 кГ/см2 соответствующему 0.1 м столба жидкости, равен Нвс = ро – рх – Нt, (3.21) где ро – атмосферное давление, м ст. жидкости; рх – напор в цилиндре насоса, м ст. жидкости; Нt – давление паров жидкости в цилиндре насоса, м ст. жидкости. Нвс = 7.7 – 0.1 – 0.62 = 6.98 м ст. жидкости Инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой части) составляют , (3.22) где Fп – площадь сечения поршня, м; r – радиус кривошипа, м; w – частота вращения коренного вала, рад/с; L – длина всасывающего трубопровода, м; g – ускорение свободного падения, м/c2; f – площадь сечения штока, м. Потери в системе со штоковой частью насоса Напор жидкости, расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана равен (3.23) где Fп – площадь сечения поршня, м; r – радиус кривошипа, м; w – частота вращения коренного вала, рад/с; G – вес тарелки клапана, кГ; g – ускорение свободного падения, м/c2; fс – площадь сечения седла клапана, м;  - удельный вес жидкости, кГ/м3. столба жидкости Величины инерционных потерь на разгон жидкости, на страгивание всасывающего клапана равны (3.24) где hин1 – инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой полости, м; hин.кл – напор жидкости расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана, м. столба жидкости Определяем гидравлические потери. Местные потери равны (3.25) где  - коэффициент сопротивления для ламинарного режима течения жидкости; v – скорость течения жидкости, м/с; g – ускорение свободного падения, м/с2. столба жидкости Потери на трение жидкости в трубопроводе (3.27) где В – вязкость раствора; LT – длина всасывающего трубопровода, м; v – скорость течения жидкости, м/с. столба жидкости Скоростной напор равен (3.28) где v – скорость жидкости, м/с; g – ускорение свободного падения, м/с2. столба жидкости Гидравлическое сопротивление всасывающего клапана равно (3.) где рх – давление паров жидкости в цилиндре насоса, кГ/м2; fк – площадь клапана, м2; fc – площадь седла, м2; G – вес тарелки клапана, кГ; P – усилие пружины, кГ;  - удельный вес раствора, кГ/м3. ст. жидкости Геометрическая высота всасывания насоса равна hг = Hвс – hин – hг.п, (3.29) где Нвс – напор при давлении в цилиндре, м ст. жидкости; hин.общ – величины инерционных потерь на разгон жидкости и на страгивание всасывающего клапана, м ст. жидкости; hг.п – гидравлические потери, м ст. жидкости. hг = 6,98 – 4,92 – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = -1.8 м Из расчета следует, что насосу требуется подпор 1.8 м, что обусловлено в основном инерционным сопротивлением массы жидкости в трубопроводе, останавливающейся и вновь приходящей в движение. Поэтому для повышения высоты всасывания необходимо включить в систему всасывающего трубопровода пневматический компенсатор. Это обеспечит непрерывное движение жидкости в трубопроводе при остановке поршня в мертвом положении. Инерционные потери в этом случае возникнут лишь на участке от всасывающего компенсатора до поршня, LT = 0.5 м. Они будут равны В этом случае геометрическая высота всасывания насоса будет равна hг = 6,98 – (0.29 + 0,84) – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = 2 м 3.3. Расчет штока Рис. 3.2. Расчетная схема поршень - шток: 1 - поршень; 2 - шток поршня; 3 - уплотнитель штока; 4 - шток ползуна; 5 - ползун Площадь поперечного сечения штока f = ∙d2/4, (3.30) где d - диаметр штока, м. f = 3.14∙0.072/4 = 0.0038 м2 Сила растягивающая шток Ршр=∙Ррi∙((D2 - d2)/4 +D∙L1∙ + kc∙d∙L2∙), (3.31) где Рpi - давление жидкости на поршень, Па; D - диаметр поршня, м; L1 - длина уплотнения поршня, м; L2 - длина уплотнения сальника, м;  - коэффициент трения между резиной и металлом уплотнений поршня и штока, =0.1; kc – коэффициент среднего давления уплотнения на шток, kc = 0.15. Ршp = 3.14∙26000000∙((0.132 - 0.072)/4 + 0.13∙0.055∙0.1 + +0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 3.15∙105 Н Сила сжимающая шток Ршc=∙Ррi∙((D2/4 +D∙L1∙ - kc∙d∙L2∙) = =3.14∙26000000∙(0.132/4+0.19∙0.055∙0.1 + 0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 4.42∙105 Н (3.32) Максимальные напряжения растяжения р_мах = Ршр/f = 3.15∙105/0.0038 = 8.289∙107 Па (3.33) Максимальные напряжения сжатия с_мах = Ршс/f = 4.42∙105/0.0038 = 11.63∙107 Па (3.34) Коэффициент запаса прочности по текучести Sт = т/с_мах, (3.35) где т - предел текучести материала штока, Па. Sт = 850∙106/11.63∙107 = 7.3 Расчет гладкой части штока на выносливость Среднее напряжение цикла m = ( с_мах - р_мах)/2 = (11.63∙107 - 8.289∙107)/2 = =1.67∙107 Па (3.36) Амплитуда цикла а = с_мах - m = 116.3∙106 - 16.7∙106 =9.96∙107 Па (3.37) Коэффициент запаса прочности по выносливости гладкой части штока na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m), (3.38) где -1с - предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па; KD - коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;  - коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1. na = 0.8∙350∙106/(9.96∙107∙2+0.1∙1.67∙107) = 1.29 Расчет сечения штока по наименьшему диаметру на растяжение Сила растяжения создаваемая при затяжке гайки Т = кз∙(1 - х)∙Ршр, (3.39) где кз - коэффициент затяжки, кз = 2; х - коэффициент нагрузки, х = 0.25. Т = 2∙(1 - 0.25)∙3.15∙105 = 4.725∙105 Н Растягивающая сила в сечении резьбы штока Ррр = Т+х∙Ршр = 4.725∙105+0.25∙3.15∙105 =5.513∙105 Н (3.40) Крутящий момент от силы затяжки гайки Мг = ∙do∙Т, (3.41) где  - коэффициент, учитывающий трение в резьбе,  = 0.1; do - внутренний диаметр резьбы штока, м. Мг = 0.1∙0.058∙4.725∙105 = 2740.5 Н∙м Напряжение растяжения в сечении резьбы штока р = 4∙Ррр/∙do2 = 4∙5.513∙105/3.14∙0.0582 =2.087∙108 Па (3.42) Касательное напряжение в сечении резьбы штока р = Мг/0.2∙do3 = 2740.5/0.2∙0.0583 =7.023∙107 Па (3.43) Эквивалентное напряжение при растяжении эр =  р2+3∙р2 =  (2.087∙108)2 +3∙(7.023∙107)2 = 2.416∙108 Па (3.44) Коэффициент запаса прочности по текучести в сечении резьбы Sт = т/эр = 850∙106/241.6∙106 = 3.52 (3.45) Расчет сечения штока на выносливость по резьбе Среднее напряжение цикла m = ( с_мах - Ррр/f)/2 = (11.63∙107 - 5.513∙105/0.0038)/2 = = -1.439∙107 Па (3.46) Амплитуда цикла а = с_мах - m = 116.3∙106 - (-14.39∙106) = 130.7∙106 Па (3.47) Коэффициент запаса прочности по выносливости в сечении резьбы штока na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m), (3.48) где -1с - предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па; KD - коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;  - коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1. na = 0.8∙350∙106/(130.7∙106∙2+0.1∙(-14.39∙106)) = 1.08 Расчет штока на продольную устойчивость Момент инерции J = ∙d4/64 = 3.14∙0.074/64 = 1.18∙10-6 м4 (3.49) Наименьший радиус инерции штока imin =  J/f =  1.18∙10-6/0.0038 = 0.018 м (3.50) Эквивалентная длина штока ползуна Lэ = Lшп∙(d/d1)2, (3.51) где Lшп - длина штока ползуна, м; d1 - диаметр штока ползуна, м. Lэ = 0.725∙(0.07/0.12)2 = 0.247 м Расчетная длина штока Lр = Lш + Lэ = 1.390+0.247 = 1.637 м (3.52) Гибкость штока  = Lp/imin = 1.637/0.018 = 93.526 (3.53) Критическая сила сжатия определяется по формуле Эйлера Ркр = 2∙Е∙J/Lp2, (3.54) где Е - модуль упругости материала штока, Па. Ркр = 3.142∙2.1∙1011∙1.18∙10-6/1.6372 = 1.492∙106 Н Коэффициент запаса устойчивости n = Ркр/Ршс = 1.492∙106/4.42∙105 = 3.38 (3.55) 3.4. Расчет цилиндровой втулки Вероятное расчетное давление для расчетов на статическую прочность Ррп = Рн∙кп, (3.56) где Рн - рабочее давление насоса, Па; кп - коэффициент, учитывающий вероятность превышения испытательного давления над наиболшим рабочим, кп = 1.7. Ррп = 26∙106∙1.7 = 44.2∙106 Па Вероятное расчетное давление для расчетов на выносливость Ррв = Рн∙кв = 26∙106∙1.35 = 35.1∙106 Па (3.57) Эквивалентное напряжение для расчета на прочность эп = Ррп∙r/( - c), (3.58) где r - внутренний радиус втулки, м;  - толщина стенки, м; с - наибольший допустимый износ, м. эп = 44.2∙106∙0.075/(0.05 - 0.003) = 70.5∙106 Па Эквивалентное напряжение для расчета на выносливость эв = Ррв∙r/( - с) = 35.1∙106∙0.075/(0.05 - 0.003) = = 56∙106 Па (3.59) Среднее напряжение цикла и средняя амплитуда цикла m = а = (эв - эв∙)/2, (3.60) где  - коэффициент неравномерности давления насоса,  = 0.9. m = а = (56∙106 – 56∙106∙0.9)/2 = 2.8∙106 Па Коэффициент запаса статической прочности S = т/эп = 850∙106/70.5∙106 = 12.06 (3.61) Коэффициент запаса прочности по выносливости na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m) = = 0.8∙350∙106/(2.8∙106∙5+0.2∙2.8∙106) = 19.23 (3.62) Условия п Размер файла: 90,3 Кбайт Фаил: (.rar)
Скачано: 8 Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! Некоторые похожие работы:Модернизация силового привода буровой установки БУ Уралмаш 3Д-86. Замена двигателей В2 на 6ЧН21/21 (в составе СА-25 и СА-30)-Курсовая работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважинРасчетная часть-Расчет бурового насоса УНБ-600: Определение подачи насоса, Определение мощности насоса и его привода, Расчет штока-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин Расчетная часть-Расчет основных параметров бурового насоса УНБ-600: Расчет на прочность и выносливость деталей приводной части насоса, Расчет штока на прочность, Расчет шатуна на прочность, Расчет кривошипной головки шатуна, Расчет крейцкопфной головки ша Расчетная часть-расчет клиноременной приводной системы насосного агрегата ВКС1/16 Бурового насоса УНБ-600: Расчет клиноременной передачи-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин Ещё искать по базе с такими же ключевыми словами. |
||||
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 бурового насоса УНБ-600-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
Вход в аккаунт: