Расчетная часть-Расчет шнека (Винтового конвеера) для удаления бурового шлама, Расчет подшипникового узла-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет шнека (Винтового конвеера) для удаления бурового шлама, Расчет подшипникового узла-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

7. Расчетная часть

При выполнении расчетов, необходимо задаться основными свойствами насыпных грузов, которые перемещает конвейер:
• гранулометрический состав (кусковатость);
• влажность;
• насыпная плотность;
• угол естественного откоса;
• абразивность;
• слеживаемость.
Гранулометрическим составом называется количественное распределение частиц вещества по крупности.
По величине насыпной плотности сыпучие материалы классифицируются на:
• легкие – при насыпной плотности менее 600 кг/м3;
• средние – 600 кг/м3;
• тяжелые – 1200-2000 кг/м3;
• весьма тяжелые – более 2000 кг/м3.
Углом естественного откоса насыпного груза называется угол между поверхностью свободного откоса насыпного груза и горизонтальной плоскостью. Различают углы естественного откоса насыпного груза в состоянии:
а) покоя груза Ln;
б) движение груза L;
Приближенно принимается: L= 0,7Ln.
Угол естественного откоса характеризуется подвижностью частиц груза. Истирающей способностью (абразивностью) насыпных грузов называется свойство их частиц истирать во время движения, соприкасающиеся с ними поверхности. По степени абразивности насыпные грузы делятся на группы;
А - неабразивные;
В – малоабразивные;
С – среднеабразивные;
Д – высокоабразивные.
Слеживаемостью насыпных грузов называется свойство многих грузов терять подвижность своих частиц при длительном нахождении этих грузов в покое. Так буровой шлам без перемешивания будет слеживаться и его плотность будет повышаться.
Так основное назначение конвейера является перемещение шлама от очистных устройств до блоков подготовки шлама (пульпы) в танкерах (емкостях). Для дальнейшей закачки их в пласт.
Произведем расчет горизонтального винтового конвейера с часовой мах подачей q=4 м3/ч, длиной участка L=10 м. Основными показателями для увеличения работы конвейера, без истирания поверхностей контакта шнека с корпусом, необходимо ставить промежуточные опоры длина секции которая не превышает 2,5 - 3 метра.

7.1 Расчет диаметра винта

Производительность винтового конвейера (Q - в т/ч) зависит от диаметра D (м), шага t (м), частоты вращения п (об/мин) винта и коэффициента наполнения поперечного сечения винта ψ:

,    (7.1)

где  ρН - плотность груза, кг/м3, для шлама ρ=1250÷1500 кг/м3, примем плотность бурового шлама 1,4 т/м3;
φ – коэффициент заполнения желоба, принимаем равный 0,25 для тяжелых материалов;
Е – отношение шага к диаметру винта. Принимаем для абразивных материалов 0,8;
Q - расчетная производительность конвейера, 4 т/ч;
n - частота вращения винта, принимаем равный 60 об/мин.;
Rβ - коэффициент уменьшения производительности от наклона конвейера, который в нашем случаи будет лежать в пределах 0 - 5, а соответственно сам коэффициент будет в пределах 0 - 0,9.


.

По техническим требованиям размер диаметра шнекового конвейера принимаем равный 0,400 м.
Таблица 7.1 - Диаметр и шаг винта
Диаметр, мм 100 125 160 200 250 320 400 500 650 800
Шаг, мм 100
80 125
100 160
125 200
160 250
200 320
250 400
320 500
400 650
500 800
650

Частота вращения вала предварительно принимается по табл. 7.1, затем проверяется по формуле:

n ≤ nmax,          (7.2)

При этом nmax рассчитывается по уравнению:

,        (7.3)

где  А – коэффициент зависящий от абразивности материала, равный 45.
Отсюда определим максимальное количество оборотов:

.

Следовательно, частота выбрана допустимая. Далее проверяем диаметр винта по формуле:

Д ≤ amax· k;          (7.4)

где  amax - наибольший размер кусков, в зависимости от типа переносимого материала принимаем равный 1 мм;
k - коэффициент (для рядового груза k=4). Для порошкообразного материала amax= 1 мм; Откуда amax· k = 1·4 =4 мм < Д=400 мм; далее из стандартного ряда выбираем диаметр Д=400 мм и шаг S=320 мм (как для вязких материалов) винта.
Затем уточняем частоту оборотов:

,        (7.5)

.

Проверяем частоту расчетную с допустимой:

об/мин.

Данное соотношение является допустимой для перемещения бурового шлама винтовым конвейером.

7.2 Определим мощность на валу винта

Мощность на валу винта определяется по формуле:

,    (7.6)

где N0 мощность на валу винта, кВт;
Lг - горизонтальная проекция длины конвейера, м;
Н - высота подъема, мм;
w – коэффициент сопротивления перемещению груза, для абразивных материалов принимаем равный 2,5 ;
R=0.2 – коэффициент, учитывающий характер перемещения винта;
gК- погонная масса вращающихся частей конвейера, кг/м;
υ- осевая скорость движения груза, м/мин;
Осевую скорость перемещения определим:

,          (7.7)

.

wе- коэффициент сопротивления движению вращающихся частей конвейера. Для подшипников wе=0.16;

Lr=L·cos5°= 10·cos5=9,962 м;

Н=L·sin5°=10·sin5°=0,872м.

Для тяжелых малоабразивных грузов w=2.5; gК =80·D= 80·0.4=
32 кг/м.

.

7.3 Определение мощности двигателя, для привода шнекового конвейера

Мощность двигателя определяется:

,          (7.8)

где К- коэффициент запаса мощности;
η- КПД привода (0,6-0,85);
Для приводов шнеков принимают К=1,25.
Примем η=0,85;
Тогда мощность двигателя:

.

По стандартному ряду принимаем мощность электродвигателя 0,8 кВт.
При работе шнекового конвейера используем - однозаходный винт.
Параметры рассчитанного конвейера:
- винт - однозаходный;
- число подшипниковых опор - 5 (2 концевые и 3 промежуточные);
- тип подшипников - подшипники скольжения;
- длина конвейера 10 м;
- угол наклона - +50;
- расстояние между опорами вала - 2,5 м;
- диаметр винта - 0,400 м;
- шаг винта - 0,320 м;
- частота вращения винта - 7 об/мин;
- осевая скорость движения груза - 0,037 м/с;
- высота подъема - 872 мм;
- требуемая мощность привода двигателя - 0,8 кВт;
- характер работы конвейера - круглосуточно.

7.4 Прочностные расчеты
7.4.1 Расчет вала шнека

Крутящий момент шнека вала определяем по формуле:

,          (7.9)
Найдем угловую скорость вращения вала шнека:

.          (7.10)
Подставив значения получим:

.

Определим толщину стенки вала из условия прочности при кручении. Условие прочности при кручении:
где а =D/d – отношение диаметров шнека и вала (практически а=1.8-3)

d = 0,4/3 = 133 мм 134 мм,

.         (7.11)

где  WР – момент сопротивления при кручении, который для тонкостенного вала равен:

.          (7.12)
где  d – диаметр вала, м;
t – толщина стенок полого вала;
[τ] – допустимое напряжение при кручении (для стали Ст. 3), [τ]=96 МПа,
Отсюда толщина стенок равна:

.          (7.13)

Подставив значения получим:

мм.

Принимаем толщину стенок вала 2 мм. Для принятой толщины проведем проверку по формуле:

,        (7.14)

.

Следовательно данная толщина полого вала удовлетворяет условию прочности при кручении.

7.4.2 Расчет приводной цапфы

Проведем предварительный расчет вала по допускаемым напряжениям. Диаметр выходного конца, составляет 134 мм, с толщиной стенки 2 мм, исходя из ряда применяемых труб толщина стенки принимаем 3 мм. Тогда внутренний диаметр вала составляет 128 мм. Проведем проверку соответствия диаметра цапфы по прочностным характеристикам, для этой цели используем материал Ст. 09Г2С, с пределом текучести 245 МПа. С учетом коэффициента запаса прочности, допускаемое напряжение будет составлять:

[τT]=τT/n=245/2=122,5 МПа.       (7.15)

Определим необходимый диаметр цапфы:

.     (7.16)

Определим площадь сечения цапфы:

F=π·d2/4=9·10-4 м2.        (7.17)

Определим толщину стенки цапфы, для этой цели из диаметра 128 мм, его определим:

.   (7.18)

Исходя из разницы внешнего диаметра и расчетного внутреннего диаметра, получена толщина стенки цапфы и округлина до 3 мм.

7.5 Расчет болтового соединения

Проведем расчет на срез болтового соединения цапфы со шнеком. Примем, что для крепления цапфы со шнеком применяем два болта М 12. Проведем проверку болтового крепления из условия прочности на срез:

.          (7.19)

где  n – количество болтов;
F – площадь сечения одного болта, м
с – диаметр на котором расположено болтовое соединение, м
[ф] – допустимое напряжение на срез (для стали С 3) [τТ]=0,6 135=96 МПа.

.        (7.20)

.

Следовательно болта М12 вполне удовлетворяют требованиям прочности.

7.6 Подбор подшипника для опор шнека

В любом механизме или машине различают два типа подвижных опор: опоры с трением скольжения и опоры с трением качения.
В первом случае происходит взаимное перемещение и взаимодействие рабочих поверхностей вала и корпуса, чаще всего разделённых вкладышем скольжения и смазочными веществами. Работа опоры происходит при чистом скольжении соприкасающихся деталей.
Во втором случае между взаимно подвижными поверхностями закладываются тела качения (шарики или ролики) и работа опоры происходит при трении качения. В этом случае вместо вкладышей из бронзы, баббитов пластиков или других материалов в опорах с трением качения устанавливаются шариковые или роликовые стальные подшипники.
В зависимости от характера нагружения вращающихся опор они называются радиальными, если опора воспринимает радиальные нагрузки, упорными, если опора воспринимает только осевые нагрузки, и радиально-упорными или упорно-радиальными подшипниками (в зависимости от того какие преобладают), если опора воспринимает радиальные и осевые нагрузки одновременно.
Каждый тип опоры характеризуется своими размерами, конструкцией, техническими условиями на изготовление, установку и эксплуатацию.
Подшипники качения и подшипники скольжения по-разному сопротивляются движению и так же по-разному определяют изнашивание элементов подвижных опор и поверхностей деталей машин. Тот или другой тип подшипника выбирается исходя из оценки технико-экономических условий эксплуатации машины или конкретных узлов.
Преимущества подшипников качения перед подшипниками скольжения сводятся главным образом к значительно меньшему трению при трогании с места и при малых скоростях движения. Кроме того, подшипники качения имеют меньшие осевые размеры, конструктивно просто позволяют компоновать самоустанавливающиеся опоры, не требуют длительной и трудоёмкой индивидуальной подгонки вкладышей и их приработки, особенно в тех случаях, когда речь идёт о цапфах больших диаметров с высокими нагрузками, скоростями вращения, температурами.
При применении подшипников качения облегчается снабжение узлов машин смазкой, обслуживание и уход, обеспечивается сохранность посадочных поверхностей шеек валов и цилиндров, т.е. для абсолютного большинства опор целлюлозно-бумажного оборудования они имеют весьма большие преимущества.
На шнеке установлен радиальный роликовый подшипник серии 1032914, который имеет следующие показатели:
D - наружный диаметр, 100 мм;
d - внутренний диаметр, 70 мм;
h - ширина, 13 мм;
C - динамическая грузоподъемность 25,3 КН;
C0 - статическая грузоподъемность 32 КН.
При изменении длины шнекового конвейера с 5 метров до 10 метров то увеличивается и нагрузка на подшипниковые опоры, как радиальная так осевая. Проведем подбор радиально-упорного подшипника роликового.е
На вал шнека действуют следующие нагрузки:



Рисунок 7.1 - Нагрузки и реакции действующие на вал шнека

Найдем реакции опор шнека, при помощи уравнений равновесия:
где FСВ - собственный вес шнека, 1,6 КН;
Fш - вес шлама в шнеке, 2 КН;
RАХ, RАУ, RВХ - реакции опор;
N - продольная сила.

,          (7.21)

- RАХ - FШ = 0,

- RАХ = - 2000 Н.

,

RАУ + RВУ + FСВ = 0,

RАУ = FСВ - RВУ = 800 Н,

,

- 1,25FСВ + 2,5RВУ = 0,

RВУ = 800 Н.

Так как шнековый конвейер устанавливается не только большей длины, но и возможна установка под углом до 40, то проведем расчет подшипника, по статической грузоподъемности:

Рor = Xo · Fr + Yo · Fa,        (7.22)

или

Рor = Fr при α = 0.

Найдем:

Рor = 0,6 · 800 + 0,5 · 2000 = 1480 Н = 1,4 КН.

Рor = 800 Н.

Найдем статическую грузоподъемность подшипниковой опоры, при статическом коэффициенте запаса для радиально-упорных роликовых подшипников 3,5.

Сor = So · Por,         (7.23)

Сor = 3,5 · 1480.
На основании полученных расчетов, для минимизации затрат на проведение модернизации возьмем подшипник радиально-упорный роликовый, одинакового внутреннего диаметра 70 мм, чтоб уменьшить затраты на выполнение модернизации. По расчетам подбираем подшипник серии 2007113, с показателями, который обладает более высокими техническими показателями:
D - наружный диаметр, 110 мм;
d - внутренний диаметр, 70 мм;
h - ширина, 24 мм;
C - динамическая грузоподъемность 61 КН;
C0 - статическая грузоподъемность 120 КН;
α - 110.
Для продления службы подшипниковой опоры, необходимо соблюдать регламент по проведению технического обслуживания подшипниковых опор.

7.7 Расчет напряженного состояния втулки цапфы

Таблица 7.2 - Материал(-ы)
Имя 09Г2С
Общие Массовая плотность 7,85 г/см^3
 Предел текучести 320 MПа
 Окончательный предел прочности растяжения 420 MПа
Напряжение Модуль Юнга 210 ГПа
 Коэффициент Пуассона 0,3 бр
 Модуль упругости при сдвиге 80,7692 ГПа
Имена деталей Цилиндр
Рабочие условия

Таблица 7.3 - Момент:1
Тип нагрузки Момент
Величина 545,950 Н мм
Вектор X 0,000 Н мм
Вектор Y -545,950 Н мм
Вектор Z 0,000 Н мм


Рисунок 7.2 - Выбранные грани
Результаты

Таблица 7.4 - Сила и момент реакции в зависимостях
Имя зависимости Сила реакции Реактивный момент
 Величина Компонент (X,Y,Z) Величина Компонент (X,Y,Z)
Идеальная опора:1 0 Н 0 Н 0 Н м 0 Н м
  0 Н  0 Н м
  0 Н  0 Н м



Таблица 7.5 - Результат

Обозначение Минимальная Максимальная
Объем 350708 мм^3
Масса 2,75305 кг
Напряжение по Мизесу 0,000467525 MПа 0,0711039 MПа
1-ое основное напряжение -0,0252468 MПа 0,0700853 MПа
3-е основное напряжение -0,0692697 MПа 0,0342791 MПа
Смещение 0,000000023261 мм 0,0000233723 мм
Коэфф. запаса прочности 15 бр 15 бр


Рисунок 7.3 - Напряжение по Мизесу


Рисунок 7.4 - Смещение


Рисунок 7.5 - Коэффициент запаса прочности