Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВН5-63-1200-Расчет редуктора Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 175617Дата закачки: 08 Декабря 2016 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 Описание: Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВН5-63-1200-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 7 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 7.1 Расчет винтового насоса 7.1.1 Подбор параметров насоса к скважине Исходные данные: Планируемый дебит Qпл = 60 м3  сут Глубина скважины L = 3400 м Пластовое давление Pпласт = 26106 Па Обводнённость В = 0,8 Диаметр ОК DОК = 146 мм Толщина стенки ОК Sст = 8 мм Типоразмер НКТ 73 х 5,5 мм Газовый фактор G = 20 м3 м3 Коэффициент расширения нефти  = 1.18 Давление насыщения Pнас = 8106 Па Пластовая температура tпласт = 67 оС Температурный градиент grad(t) = 0,02 оС  м Коэффициент продуктивности kпр = 2,8 м3  сутатм Буферное давление Pбуф = 2.5 106 Па Плотность: нефти н = 850 кг  м3 - воды в = 1020 кг  м3 - газа г = 1.2 кг  м3 Газосодержание Г = 0.5 Произведем расчеты всех необходимых параметров. Расчет производится по данным лекционного материала по курсу «Машины и оборудование для добычи нефти». Плотность смеси (нефть, вода и газ) добываемой из скважины рассчитываем по формуле: см = вВ + н(1 – В)(1 – Г) + гГ (7.1) см = 10200.8 + 850(1 – 0.8)(1 – 0.5) + 1.20.5 = 901.6 кг  м3 Давление на забое определяем из зависимости: Pзаб = Pпласт – Qпл  kпр (7.2) Pзаб = 26 – 60  28 = 23,86106 Па Вычисляем динамический уровень жидкости в скважине: (7.3) Вычисляем предельное давление, при котором газосодержание на приеме насоса является максимально допустимым: Pпр = (1 – Г)kпрPнас (7.4) Pпр = (1 – 0,5)2,88106 = 1,15106 Па Определяем минимальную глубину подвески насоса по формуле: (7.5) Рассчитываем температуру жидкости на приеме насоса: tпр = tпласт – (L – Lнас)grad(t) (9.6) tпр = 67 – (3400 – 832)0,02 = 15,6 оС Определяем коэффициент объемного расширения продукции скважины при снижении давления с величины Pзаб до давления на входе в насос (Pпр): (7.7) Расход жидкости на приеме насоса определяем по формуле: Qпр = QплB1 (7.8) Qпр = 601,0136 = 60,8 м3/с Вычисляем газовый фактор на приеме насоса: (7.9) Определяем газосодержание на входе в насос: (7.10) Работу газа по подъему жидкости на участке “забой – насос” рассчитываем по эмпирической формуле: (7.11) Вычисляем газовый фактор в буфере: (7.12) Определяем газосодержание в буфере: (7.13) Работу газа по подъему жидкости на участке “насос – буфер” рассчитываем по эмпирической формуле: (7.14) Для обеспечения непрерывного подъема жидкости на поверхность насос должен развивать давление: Pнас = смgHдин – Pбуф – Pг1 – Pг2 (7.15) Pнас = 901,69,81702 + 2,5106 – 1,71106 – 0,97106 = 6,03106 Па По результатам расчета выбираем из числа выпускаемых насос с наиболее близкими параметрами [8]: ЭВН5-63-1200 Насос обладает следующими параметрами: Подача, м3/сут 45  90 Напор, м 1200 КПД, % 54 Изготовитель ПО “Ливгидромаш” 7.1.2 Расчет геометрии и кинематики рабочих органов Исходные данные: Наружный диаметр обоймы насоса D = 73 мм Требуемая подача одной винтовой пары Q = 30 м3/сут = 3,47210-4 м3/с Требуемое давление насоса P = 12 106 Па Частота вращения винтов n = 200 мин-1 = 3,33 с-1 Расчет производится по методике, предлагаемой в литературе [1,3]. Толщину стенки металлического корпуса статора принимаем равной: m = 0,15D (7.16) m = 0,150,073 = 0,011 м Минимальную толщину резиновой обкладки статора принимаем равной: р = 0,1D (7.17) р = 0,1 0,073 = 0,007 м Контурный диаметр рабочих органов (диаметр впадин статора) равен: Dк = D – 2(m + р) (7.18) Dк = 0,073 – 2(0,011 + 0,007) = 0,037 м Требуемый рабочий объем насоса рассчитываем по формуле: (7.19) где о = 0,8 - предварительно принятый объемный КПД насоса [1]. Эксцентриситет рабочих органов должен обеспечить, во-первых, заданный контурный диаметр и, во-вторых, требуемый рабочий объем. Для этого вводятся два параметра эксцентриситета: (7.20) (7.21) где z1 – число заходов ротора; - безразмерные площадь живого сечения и контурный диаметр, определяемые по эмпирическим формулам: (7.22) (7.23) Для нахождения оптимального значения эксцентриситета, вычислим его значения для различного числа заходов статора z1. Результаты вычислений сведем в таблицу: На основании исследований проведенных в работе [9], исходя из оптимизации характеристик насоса, выбираем следующие значения числа заходов: - ротора z1 = 5; - статора z2 = 4. Для эксцентриситета выбираем стандартное значение [1]: e = 2 мм Коэффициент натяга в паре ротор-статор принимаем, исходя из диаметра (D < 100 мм): с = 0,03 Диаметральный натяг в паре ротор-статор зависит от эксцентриситета:  = с  e (7.24)  = 0,03 2 = 0,06 мм Коэффициент смещения исходного контура определяем из формулы: (7.25) где со – коэффициент внецентроидности; се – коэффициент формы зуба; для многозаходных рабочих органов [3]: со = 1,175 се = 2,175 Рассчитываем смещение контуров рейки соответственно ротора и статора: (7.26) (7.27) Определяем радиус катящейся окружности по формуле: r = e co (7.28) r = 2 1,175 = 2,35 мм Расчет основных размеров профилей рабочих органов: Диаметры статора: - инструментальный: D2 = 2 r z1 (7.29) D2 = 2 2,35 5 = 24 мм - по впадинам зубьев: Di = Dк = 37 мм - по выступам зубьев: De = Dк – 4 e (7.30) De = 37 – 42 = 29 мм - средний: Dср = Dк – 2 e (7.31) Dср = 37 – 22 = 33 мм Диаметры ротора: - инструментальный: d2 = 2 r z2 (7.32) d2 = 2 2,35 4 = 19 мм - по впадинам зубьев: di = Dк – 6 e +  (7.33) di = 37 – 62 + 0,06 = 25 мм - по выступам зубьев: de = Dк – 2 e +  (7.34) de = 37 – 22 + 0,06 = 33 мм - средний: dср = Dк – 4 e +  (7.35) dср = 37 – 42 + 0,06 = 29 мм Средний диаметр рабочих органов рассчитывается по формуле: (7.36) Высота зубьев рабочих органов определяется выражением: (7.37) Далее находим торцовый модуль зацепления: mt = 2 r (7.38) mt = 2 2,35 = 4,7 мм Осевой ход зубьев находим из зависимости: (7.39) где сТ = 6 – коэффициент винтовой поверхности [3]. Зная количество заходов винтовой линии ротора и статора, находим их шаги: t = z2 to (7.40) t = 4 43 = 172 мм T = z1 to (7.41) T = 5 43 = 215 мм Проверяем условие ограничения гидроабразивного износа (скорость жидкости в каналах рабочих органов не должна превышать 15 м/с): w = z2 T n (7.42) w = 4 0,215 3,33 = 2,87 м/с Уточняем коэффициент формы винтовой поверхности: (7.43) Угол подъема линии зуба на инструментальном диаметре находим по формуле: (7.44) Площадь живого сечения рабочих органов определяется выражением: S =  e (Dк – 3 e) (7.45) S = 3,14 2 (37 – 3 2) = 194,8 мм2 Фактический рабочий объем насоса равен: V = z2 S T (7.46) V = 4 194,8 10-6 215 10-3 = 1,68 10-4 м3 = 0,168 л Межвитковый перепад давления принимаем равным: Pк = 0,5 106 Па Исходя из этого находим число шагов, необходимое для создания давления Р: (7.47) Определяем длину линии контакта рабочих органов: (7.48) Определяем длину рабочих органов: L = k T (7.49) L = 5,6 0,215 = 1,204 м Принимаем : L = 1,2 м Находим фактическое число контактных линий, отделяющих вход от выхода: (7.50) Уточняем величину межвиткового перепада давления: (7.51) Проверяем условие ограничения износа поверхности статора (скорость взаимного скольжения рабочих органов не должна превышать 2 м/с): (7.52) Результаты расчета: По полученным геометрическим и кинематическим зависимостям (D, d, L, e, T, t, k, n) составляем чертеж, и технические требования к насосу. 7.1.3 Расчет характеристик винтового насоса с разным кинематическим отношением рабочих органов Исходные данные: Контурный диаметр рабочих органов Dк = 37 мм Средний диаметр ротора dср = 29 мм Эксцентриситет e = 2 мм Коэффициент винтовой поверхности сТ = 6 Межвитковый перепад давления винтовой пары Pк = 0,5 106 Па Расчетная длина рабочих органов L = 1,2 м Подача одной пары винтовых рабочих органов (винт – обойма) равна: Q = V nо (7.53) где n – максимальная частота вращения винта (зависит от i = z2 : z1): n1:2 = 1500 мин-1 = 25 c-1 n2:3 = 500 мин-1 = 8,33 c-1 n3:4 = 300 мин-1 = 5 c-1 n4:5 = 200 мин-1 = 3,33 c-1 n5:6 = 150 мин-1 = 2,5 c-1 о – объемный КПД насоса, в идеальном случае равный: о.ид = 1. V - объем одной пары винтовых рабочих органов рассчитывается по формуле: V = z2 S T (7.54) S – контурный диаметр, равный: S =  e (Dк – 3 e) - для z2 = 2; 3; 4; 5. S = 4 edср - для z2 = 1. T = cT  dcp  z1 / z2 Подставляя исходные данные в формулу (9.54), получим значения объема одной пары рабочих органов: V1:2 = 4 edср  z1 сТ dср = 40,0020,029226 = 80,73610-6 м3 V2:3 = 3,14210-3(37 – 32)10-3362,910-2 = 101,6810-6 м3 V3:4 = 3,14210-3(37 – 32)10-3462,910-2 = 135,5710-6 м3 V4:5 = 3,14210-3(37 – 32)10-3562,910-2 = 169,4610-6 м3 V5:6 = 3,14210-3(37 – 32)10-3662,910-2 = 203,3510-6 м3 Далее рассчитываем по формуле (7.53) значения подачи для различных кинематических отношений (с учетом различных частот вращения): Q 1:2 = 80,710-625 = 2017,510-6 =2,0210-3 м3/c Q 2:3 = 101,710-68,33 = 847,210-6 =0,8510-3 м3/c Q 3:4 = 135,610-65 = 67810-6 =0,6810-3 м3/c Q 4:5 = 169,510-6 3,33 = 56510-6 =0,5610-3 м3/c Q 5:6 = 203,410-6 2,5 = 508,510-6 =0,5110-3 м3/c Для того, чтобы получить данные о подачах насосов необходимо подачу одной рабочей пары умножить на число рабочих пар в насосе (две), так как они работают на суммирование подачи, а не напора жидкости. Формула для определения развиваемого давления по известному числу межвитковых камер выглядит следующим образом: P = (k  z1 – z2)Pк (7.55) Число камер зависит от длины рабочих органов и шага винтовой поверхности: k = L / T (7.56) где T = cT  dcp  z1 / z2, подставляем в формулу (7.56): k = L z2 / z1 cT  dср Отсюда давление, развиваемое насосом равняется: P = (L z2 / cT  dср – z2)Pк (7.57) Подставив различные значения z2 в формулу (7.57) получим: P1:2 = (1,2 1 /6 0,029 – 1)0,5106 = 2,95106 Па P2:3 = (1,2 2 /6 0,029 – 2)0,5106 = 5,9106 Па P3:4 = (1,2 3 /6 0,029 – 3)0,5106 = 8,85106 Па P4:5 = (1,2 4 /6 0,029 – 4)0,5106 = 11,8106 Па P5:6 = (1,2 5 /6 0,029 – 5)0,5106 = 14,75106 Па Окончательные результаты сведем в таблицу 7.1. Таблица 7.1- Зависимость давления и подачи от заходности z2 : z1 Р, МПа Q, л/с 1:2 2,95 4,04 2:3 5,9 1,7 3:4 8,85 1,36 4:5 11,8 1,13 5:6 14,75 1,02 По результатам обоих расчетов строятся графические характеристики насосов с идеальными (нулевыми) утечками. Для построение реальных характеристик винтовых насосов с различными кинематическими отношениями необходимо задать максимальные значения межвиткового перепада давления (при работе на закрытую задвижку - тормозной режим). Согласно рекомендациям [3] принимаем: [Pк]max = 2  [Pк] = 2  0,5106 = 1,0 МПа; Теперь, подставляя это значение в формулу (7.57), получаем максимальные давления насосов (зависящие от числа межвитковых камер, то есть, при одинаковой длине рабочих органов – от их заходности): Pmax 1:2 = (1,2  1 / 6  0,029 – 1)  1,0 = 5,9 МПа; Pmax 2:3 = (1,2  2 / 6  0,029 – 2)  1,0 = 11,8 МПа; Pmax 3:4 = (1,2  3 / 6  0,029 – 3)  1,0 = 17,7 МПа; Pmax 4:5 = (1,2  4 / 6  0,029 – 4)  1,0 = 23,6 МПа; Pmax 5:6 = (1,2  5 / 6  0,029 – 5)  1,0 = 29,5 МПа; Значения Qmax рассчитываем по формуле (7.53) при n = 300 мин-1 для всех i. Для построения характеристик, воспользуемся следующей зависимостью [3]: (7.58) Преобразовав которую, получим: где  – степень кривой P – Q. Согласно рекомендациям [3] принимаем:  = 3. Результаты расчетов сводим в таблицы. Таблица 7.2- Характеристика насоса с i = 1 : 2 (Pmax = 6 МПа, Qmax = 0,4 л/с) Давление, P, МПа Подача, Q, л/с Утечки, Q, л/с 0 0,4000 0,0000 1 0,3981 0,0019 2 0,3852 0,0148 3 0,3500 0,0500 4 0,2815 0,1185 5 0,1685 0,2315 6 0,0000 0,4000 Таблица 7.3. Характеристика насоса с i = 2 : 3 (Pmax = 12 МПа, Qmax = 0,51 л/с) Давление, P, МПа Подача, Q, л/с Утечки, Q, л/с 0 0,5100 0,0000 1 0,5097 0,0003 2 0,5076 0,0024 3 0,5020 0,0080 4 0,4911 0,0189 5 0,4731 0,0369 6 0,4463 0,0638 7 0,4088 0,1012 8 0,3589 0,1511 9 0,2948 0,2152 10 0,2149 0,2951 11 0,1172 0,3928 12 0,0000 0,5100 Таблица 7.4- Характеристика насоса с i = 3 : 4 (Pmax = 18 МПа, Qmax = 0,68 л/с) Давление, P, МПа Подача, Q, л/с Утечки, Q, л/с 0 0,6800 0,0000 1 0,6799 0,0001 2 0,6791 0,0009 3 0,6769 0,0031 4 0,6725 0,0075 5 0,6654 0,0146 6 0,6548 0,0252 7 0,6400 0,0400 8 0,6203 0,0597 9 0,5950 0,0850 10 0,5634 0,1166 11 0,5248 0,1552 12 0,4785 0,2015 13 0,4238 0,2562 14 0,3601 0,3199 15 0,2865 0,3935 16 0,2024 0,4776 17 0,1072 0,5728 18 0,0000 0,6800 Таблица 7.5- Характеристика насоса с i = 4 : 5 (Pmax = 24 МПа, Qmax = 0,85 л/с) Давление, P, МПа Подача, Q, л/с Утечки, Q, л/с 0 0,8500 0,0000 1 0,8499 0,0001 2 0,8495 0,0005 3 0,8483 0,0017 4 0,8461 0,0039 5 0,8423 0,0077 6 0,8367 0,0133 7 0,8289 0,0211 8 0,8185 0,0315 9 0,8052 0,0448 10 0,7885 0,0615 11 0,7682 0,0818 12 0,7438 0,1063 13 0,7149 0,1351 14 0,6813 0,1687 15 0,6425 0,2075 16 0,5981 0,2519 17 0,5479 0,3021 18 0,4914 0,3586 19 0,4283 0,4217 20 0,3581 0,4919 21 0,2806 0,5694 22 0,1953 0,6547 23 0,1019 0,7481 24 0,0000 0,8500 Таблица 7.6- Характеристика насоса с i = 5 : 6 (Pmax = 30 МПа, Qmax = 1,02 л/с) Давление, P, МПа Подача, Q, л/с Утечки, Q, л/с 0 1,0200 0,0000 1 1,0200 0,0000 2 1,0197 0,0003 3 1,0190 0,0010 4 1,0176 0,0024 5 1,0153 0,0047 6 1,0118 0,0082 7 1,0070 0,0130 8 1,0007 0,0193 9 0,9925 0,0275 10 0,9822 0,0378 11 0,9697 0,0503 12 0,9547 0,0653 13 0,9370 0,0830 14 0,9163 0,1037 15 0,8925 0,1275 16 0,8653 0,1547 17 0,8344 0,1856 18 0,7997 0,2203 19 0,7609 0,2591 20 0,7178 0,3022 21 0,6701 0,3499 22 0,6177 0,4023 23 0,5604 0,4596 24 0,4978 0,5222 25 0,4297 0,5903 26 0,3560 0,6640 27 0,2764 0,7436 28 0,1907 0,8293 29 0,0986 0,9214 30 0,0000 1,0200 7.2 Расчет планетарного редуктора 7.2.1 Кинематический расчет Исходными данными для расчета являются: Диаметр корпуса редуктора Dред = 103 мм; Частота вращения вала ПЭД nПЭД = 2820 мин-1; Частота вращения вала насоса nнас = 200 мин-1; На основании этих данных расчет производится в соответствии с методикой, изложенной в работе [9]. 1. Общее передаточное отношение редуктора определяется делением частоты вращения вала электродвигателя на частоту вращения вала насоса: (7.59) 2. В случае если общее передаточное число оказалось слишком большим, чтобы его можно было реализовать в одноступенчатом редукторе ( iобщ.max » 8 ), то производится разбивка передаточного отношения между двумя ступенями редуктора. Для этого можно воспользоваться рекомендациями, приведенными в учебном пособии [10]. Согласно им необходимо сначала принять значение передаточного отношения быстроходной ступени ( iб). 3. Передаточное отношение тихоходной ступени определяется по формуле: (7.60) Полученные значения передаточных отношений используются для определения числа зубьев и диаметров колес редуктора. 1. Подставляя числовые данные в формулу (7.59), получим значение общего передаточного отношения: 2. Поскольку передаточное отношение слишком велико для одноступенчатого редуктора, то необходимо разбить его между двумя ступенями. Для этого, согласно рекомендациям, приведенным в литературе [10] принимаем передаточное отношение быстроходной ступени: 3. Передаточное число тихоходной ступени получаем, подставляя полученные выше значения в формулу (7.60): После того как мы определили передаточное число редуктора и произвели его разбивку между двумя ступенями, переходим к выбору кинематической схемы редуктора и определению числа зубьев колес. Наиболее предпочтительной для данного случая является схема редуктора, представленная на рис.7.4. Такая схема обладает рядом преимуществ по сравнению с другими схемами планетарных редукторов. Редукторы, собранные по такой схеме, отличаются простотой конструкции и надежностью в работе, просты в обслуживании и имеют высокие эксплуатационные характеристики (в частности КПД = 0,92…0,96). Кроме того, данная схема позволяет изготавливать редукторы, обладающие наименьшими радиальными габаритами из всех планетарных редукторов. – солнечные колеса; – сателлиты; – корончатые колеса; – водила; (буквенные индексы обозначают ступени: б – быстроходную; т – тихоходную) Рисунок 7.4- Кинематическая схема планетарного двухступенчатого редуктора – ведущее колесо (быстроходный вал); – ведомое водило (тихоходный вал). Колеса закреплены в корпусе редуктора. Ведущий и ведомый валы вращаются в одну и ту же сторону. Формула для расчета передаточного отношения одной ступени: (7.61) Для вычисления общего передаточного числа редуктора необходимо перемножить передаточные отношения его ступеней. 7.2.2 Определение необходимого числа зубьев Исходные данные: Частота вращения вала ПЭД nПЭД = 2820 мин-1; Передаточное отношение: быстроходной ступени тихоходной ступени 1. Поскольку радиальные габариты редуктора жестко ограничены, необходимо начинать расчет с принятия численных значений делительных диаметров корончатых колес ( ), так как именно этот размер определяет габариты передачи. При этом, исходя из диаметра корпуса редуктора, необходимо учитывать толщину его стенок, а также пространство для размещения и крепления венца корончатого колеса. 2. Далее назначаем модуль зубьев, исходя из условий нагружения, требований к шуму и плавности хода. Выбор величины модуля необходимо осуществлять согласно требованиям ГОСТ 9563-87. 3. Число зубьев корончатого колеса определяется по формуле: (7.62) 4. Для определения числа зубьев солнечного колеса необходимо преобразовать формулу (9.61) для определения передаточного числа ступени редуктора и привести ее к виду: (7.63) Полученное число необходимо округлить до целого. 5. Число зубьев сателлита определяется из условия соосности ведущего и ведомого валов: (7.64) Преобразовав которое, можно получить: (7.65) Полученное число необходимо округлить до целого. 6. Далее выполняется проверка планетарной передачи на собираемость ее элементов. a) Проверка условия соосности по формуле (7.64). Если полученное число зубьев корончатого колеса не совпадает с рассчитанным выше, то его нужно скорректировать; b) Проверка условия соседства. Для того чтобы соседние сателлиты не касались друг друга, необходимо, чтобы выполнялось условие: (7.66) где nc – число сателлитов в ступени. c) Проверка условия вхождения зубьев в зацепление при равных углах расположения сателлитов. В передачах, где колеса расположены в одной плоскости, условие выглядит следующим образом: (7.67) Если хотя бы одно из условий не выполнено, то передачу необходимо рассчитать заново (изменить делительные диаметры, числа зубьев и модули). 7. Далее производится уточнение передаточного отношения ступени: (7.68) 8. Расчет частоты вращения выходного вала ступени (водила) производится по формуле: (7.69) 9. Через модуль и числа зубьев, можно определить диаметры солнечного колеса и сателлитов: (7.70) Результаты расчета сводятся в таблицу и служат исходными данными для динамического расчета редуктора. Рассмотрев общую методику, переходим непосредственно к расчету. а) Расчет быстроходной ступени. 1). Исходя из радиальных размеров корпуса редуктора, принимаем делительный диаметр корончатого колеса равным: 2) Так как долговечность редуктора во многом зависит от плавности вхождения зубьев в зацепление, то число зубьев должно быть возможно большим. Поэтому принимаем модуль: 3) Число зубьев корончатого колеса определяем, подставляя принятые выше значения в формулу (7.62): 4) После подстановки числа зубьев корончатого колеса в преобразованную формулу передаточного отношения (7.63), получим число зубьев солнечного колеса: 5) Далее подставим полученные величины в формулу условия соосности (9.65) и найдем число зубьев сателлита: 6) Проверка звеньев передачи на собираемость: проверка условия соосности по формуле (7.64): - что совпадает с рассчитанным ранее. Условие выполнено. проверка условия соседства по формуле (7.66): Принимаем число сателлитов быстроходной ступени равным: - условие выполнено. Проверка условия вхождения зубьев в зацепление по формуле (7.67): - условие выполнено. 7) По формуле (7.68) производим уточнение передаточного отношения быстроходной ступени: 8) Частота вращения выходного вала быстроходной ступени рассчитывается по формуле (7.69): 9) Рассчитываем диаметры солнечного колеса и сателлитов по формулам (7.70): Расчет тихоходной ступени. 1). Исходя из радиальных размеров корпуса редуктора, принимаем делительный диаметр корончатого колеса равным: 2) Так как долговечность редуктора во многом зависит от плавности вхождения зубьев в зацепление, то число зубьев должно быть возможно большим. Поэтому принимаем модуль: 3) Число зубьев корончатого колеса определяем, подставляя принятые выше значения в формулу (7.62): 4) После подстановки числа зубьев корончатого колеса в преобразованную формулу передаточного отношения (7.63), получим число зубьев солнечного колеса: Принимаем: 5) Далее подставим полученные величины в формулу условия соосности (7.65) и найдем число зубьев сателлита: 6) Проверка звеньев передачи на собираемость: a) проверка условия соосности по формуле (7.64): - что совпадает с рассчитанным ранее. Условие выполнено. b) проверка условия соседства по формуле (7.66): Принимаем число сателлитов тихоходной ступени равным: - условие выполнено. c) проверка условия вхождения зубьев в зацепление по формуле (9.67): - условие выполнено. 7) По формуле (7.68) производим уточнение передаточного отношения тихоходной ступени: 8) Частота вращения выходного вала тихоходной ступени рассчитывается по формуле (7.69): 9) Рассчитываем диаметры солнечного колеса и сателлитов по формулам (7.70): Результаты кинематического расчета сводим в таблицу 7.7: Таблица 7.7 - Результаты кинематического расчета Число зубьев Диаметры колес Модули Тихоходная ступень Z2m = 24 Быстроходная ступень 7.2.3 Определение сил и моментов Общими исходными данными для расчета являются: Диаметры Тихоходная ступень Быстроходная ступень солнечных колес сателлитов корончатых колес Число сателлитов: - тихоходной ступени - быстроходной ступени Расчет производится в соответствии с методикой, предлагаемой в пособии [9]. В многопоточных передачах (рис. 7.5) силы в зацеплениях, действующие на центральные колеса и водило, уравновешивают друг друга, и поэтому валы нагружены только вращающим моментом. Обозначение сил состоит из буквы F с двумя нижними индексами: первый указывает звено, со стороны которого действует сила, второй – звено, на которое действует сила и одним верхним индексом, указывающем ступень редуктора. Силы зацеплений, действующие со стороны центральных колес на сателлиты, приложены на диаметрально противоположных сторонах, поэтому их радиальные составляющие уравновешивают друг друга, а окружные складываются, так как они параллельны и направлены в одну сторону; суммарная нагрузка действует на подшипники и оси сателлитов. 1 – солнечное колесо; 2 – водило с сателлитами; 3 – корончатое колесо. Рисунок 7.5- Силы, действующие в зацеплениях планетарной передачи Определение величины крутящего момента, возникающего при работе насоса. Исходными данными для расчета являются: Давление насоса P = 12106 Па; Средний диаметр рабочих органов dср = 2910-3 м; Длина шага винта tв = 0,172 м; Эксцентриситет ротора e = 210-3 м; Число заходов винта ротора z1в = 5; 1. Прежде всего, надо рассчитать момент, приложенный к ведомому валу редуктора. Поскольку этот момент необходим для создания насосом требуемого напора, то, зная величину давления насоса и геометрические параметры его рабочих органов, можно найти момент на водиле выходного вала редуктора: (7.71) Полученное значение крутящего момента позволяет приступить к расчету силовых факторов, действующих в зацеплениях зубчатой передачи. Определение сил и моментов в зацеплениях редуктора. 1. Сила, действующая на ось одного сателлита, определяется через момент, приложенный к водилу, и зависит от количества сателлитов водила и величины плеча этой силы, то есть расстояния между осью центрального колеса и осью сателлита. Это расстояние можно найти как половину суммы диаметров солнечного колеса и сателлита: (7.72) Полученное межосевое расстояние подставляем в формулу для определения силы: (7.73) 2. Силы, действующие со стороны каждого сателлита на солнечное и корончатое колесо, равны и направлены в одну сторону (рис. 7.5). Суммарная сила F2H, действующая на оси сателлитов определяется из формулы (7.73). Таким образом, интересующие нас силы можно рассчитать по формуле: (7.74) 3. Величина момента, приложенного к ведомому валу, определяется силой действующей в зацеплении солнечного колеса с сателлитом, плечом этой силы, равным половине диаметра солнечного колеса и числом сателлитов в ступени: (7.75) Расчет второй ступени редуктора производится аналогично, только с учетом того, что в формулу (7.73) в качестве входного момента необходимо подставить момент T1, являющийся выходным моментом предыдущей ступени и рассчитываемый по формуле (7.75). Результаты расчета силовых факторов и моментов, полученные в данном разделе входят в состав исходных данных расчетов элементов редуктора на прочность. 1. Рассчитываем момент, приложенный к ведомому валу редуктора. Для этого подставляем в формулу (7.71) значения величин из исходных данных и получаем: Полученное значение крутящего момента позволяет приступить к расчету силовых факторов, действующих в зацеплениях зубчатой передачи. Определение сил и моментов в зацеплениях редуктора. а) Расчет тихоходной ступени. 1. Чтобы найти межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом, подставим значения их диаметров в формулу (7.72): Полученное межосевое расстояние подставляем в формулу для определения силы (7.73): 2. Силы, действующие на каждый сателлит со стороны центральных колес, равняются, согласно формуле (7.74) половине величины силы, рассчитанной по формуле (7.73): 3. Величина момента, приложенного к ведомому валу, определяется подстановкой в формулу (7.75) значения силы из формулы (7.74): б) Расчет быстроходной ступени. 1. Чтобы найти межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом, подставим значения их диаметров в формулу (7.72): Полученное межосевое расстояние подставляем в формулу для определения силы (7.73): 2. Силы, действующие на каждый сателлит со стороны центральных колес, равняются, согласно формуле (7.74) половине величины силы, рассчитанной по формуле (7.73): 3. Величина момента, приложенного к ведомому валу, определяется подстановкой в формулу (7.75) значения силы из формулы (7.74): Сведем результаты расчета: Тихоходный вал: Промежуточный вал: Быстроходный вал: 7.2.4 Расчет зубьев на прочность Исходными данными для расчета являются: Крутящий момент на валу: - тихоходном: - быстроходном: Межосевое расстояние: - тихоходной ступени: - быстроходной ступени: Передаточное отношение: - тихоходной ступени: - быстроходной ступени: В планетарных передачах, где сателлит входит в зацепление с двумя центральными колесами (солнечным и корончатым) и характеристики материалов колес примерно одинаковы, рассчитывают на прочность только внешнее зацепление (солнечное колесо – сателлит). Величины сил и вращающих моментов, действующих на звенья планетарных передач, не зависят от числа степеней свободы. В многопоточных передачах в установившемся режиме работы силы в зацеплениях, действующие на центральные колеса и водило, уравновешивают друг друга, поэтому валы нагружены только вращающим моментом. Проектировочный расчет зубчатых передач выполняется на выносливость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. После этого производится проверочный расчет длины зубьев по условию изгибной выносливости. Расчет зубчатых колес на контактную выносливость. Расчет сводится к определению требуемой ширины цилиндрических колес по формулам, предлагаемым авторами пособия [9]. Данная методика при своей относительной простоте обладает достаточно высокой достоверностью результатов, так как учитывает все основные факторы, влияющие на характер нагружения колес редуктора. Ширина колеса определяется из зависимости: (7.76) где 1) Ka – коэффициент нагрузки, зависящий от типа передачи, колёс и зацепления; 2) i – передаточное число зубчатой пары (отношение числа зубьев большего колеса к меньшему: i  1); 3) Т1 – вращающий момент на ведущем валу ступени, Hмм; 4) KH – коэффициент концентрации нагрузки (зависит от схемы расположения колес передачи и твердости поверхности зубьев); 5) [H] – допускаемое контактное напряжение, МПа: [H] = 16HRC + 180 ; (7.77) 6) а12 – межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом. Величины коэффициентов определяют по ГОСТ 21354-85. Полученные значения округляют до ближайшего большего значения по ГОСТ 12289-86. Расчет зубчатых колес на выносливость по напряжениям изгиба. После расчета ширины колес на контактную прочность необходимо произвести дополнительный расчет длины зубьев на выносливость по напряжениям изгиба для предотвращения усталостного разрушения зубьев. Обычно напряжения изгиба в зубьях, рассчитанных на контактную прочность, оказываются ниже допускаемых, однако при выборе слишком большого суммарного числа зубьев колес передачи (более 200) или применении термохимической обработки поверхности зубьев до высокой твердости (HRC > 45) может возникнуть опасность излома зубьев. Производится расчет согласно методике ГОСТ 21354 – 85. Расчет заключается в том, что зуб рассматривают как балку, жестко закрепленную одним концом. Силу считают приложенной к вершине зуба по нормали к его поверхности. Силы трения не учитывают. Возникающие напряжения изгиба должны быть меньше допускаемых [9]: (7.78) где 1) Ft – окружная сила, приложенная к вершине зуба, Н. (7.79) 2) KF – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (зависит от схемы расположения колес передачи и твердости поверхности зубьев). Определяется по таблицам, приведенным в ГОСТ 21354-85; 3) YF – коэффициент, учитывающий число зубьев, участвующих в зацеплении. Тоже определяется по ГОСТ 21354-85. 4) b – ширина зубчатого колеса, мм; 5) m – модуль зуба, мм; 6) [ F ] – допускаемое напряжение изгиба для выбранного материала и вида термохимической обработки; 7) Т1 – крутящий момент на ведущем валу, Нмм; 8) z – число зубьев ведущего колеса. Заменив в формуле (7.78) значение Ft выражением (7.79) и произведя преобразования, можно получить формулу для вычисления ширины колеса: (7.80) Полученное число должно быть меньше длины зуба, принятой в предыдущем расчете, в противном случае следует изменить применяемый материал или принять новую ширину колеса. Расчет зубчатых колес на контактную выносливость. Сначала необходимо определить значения коэффициентов для формулы (7.76): 1) Ka – коэффициент нагрузки. Для прямозубых цилиндрических передач Ka =49,5; 2) i – передаточное число зубчатой пары (отношение числа зубьев большего колеса к меньшему: i  1); 3) Т1 – вращающий момент на ведущем валу: 4) KH – коэффициент концентрации нагрузки (зависит от схемы передачи и твердости поверхности зубьев); Выбираем материал колес – сталь 40ХН; термообработка - улучшение и закалка ТВЧ (HRC 48..53); По справочным таблицам [10] определяем: KH = 1,2; 5) [H] – допускаемое контактное напряжение – по формуле (7.77): [H] = 16HRC + 180 = 1650 + 180 = 980 МПа; 6) а12 – межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом. а) Расчет тихоходной ступени. 1. Определяем передаточное число зубчатой пары солнечное колесо – сателлит: 3) Подставляем полученные данные в формулу (7.76) для вычисления минимальной ширины колес тихоходной ступени: Принимаем по ГОСТ 12289-86: б) Расчет быстроходной ступени. 1. Определяем передаточное число зубчатой пары солнечное колесо – сателлит: 2. Подставляем полученные данные в формулу (7.76) для вычисления минимальной ширины колес тихоходной ступени: Принимаем по ГОСТ 12289-86: Расчет зубчатых колес на выносливость по напряжениям изгиба. Сначала необходимо определить значения коэффициентов для формулы (7.80): где 1) KF – коэффициент неравномерности распределения нагрузки. Для сталей с твердостью НВ > 350 и консольного расположения колес относительно опор KF =1,3 [9]. 2) nc – число сателлитов. Для обеих ступеней nc = 4; 3) m – модуль зуба. Для обеих ступеней m = 1 мм; 4) [ F ] – допускаемое напряжение изгиба для выбранного материала и вида термохимической обработки. Для принятой ранее стали 40ХН (улучшение и закалка ТВЧ) [ F ] = 550 МПа [10]. а) Расчет тихоходной ступени. 1. Определяем значение коэффициента YF для солнечного колеса тихоходной ступени. Для зубчатых колес, выполненных без смещения исходного контура, с числом зубьев z = 32 данный коэффициент равен YF  3,60 [10]. 2. Число зубьев ведущего колеса (солнечное колесо) тихоходной ступени: z = 32. 3. Полученные величины подставляем для расчета в формулу (7.80): Поскольку полученное значение ширины колес меньше принятого при расчете на контактную прочность, то оставляем старое значение без изменений. б) Расчет быстроходной ступени. 1. Определяем значение коэффициента YF для солнечного колеса быстроходной ступени. Для зубчатых колес, выполненных без смещения исходного контура, с числом зубьев z = 25 данный коэффициент равен YF  3,90 [10]. 2. Число зубьев ведущего (солнечного) колеса быстроходной ступени: z = 25. 3. Полученные величины подставляем для расчета в формулу (7.80): Поскольку полученное значение ширины колес меньше принятого при расчете на контактную прочность, то оставляем старое значение без изменений. Таким образом, окончательно: для тихоходной ступени: для быстроходной ступени: 7.2.5 Силовой расчет валов Исходные данные: Крутящие моменты на валах: - тихоходном - промежуточном - быстроходном Диаметры валов можно рассчитать по допускаемым напряжениям на кручение по методике, изложенной в пособии для курсового проектирования деталей машин [9]. Диаметр вала (в мм) получаем из эмпирической зависимости: ; (7.81) где 1) T – крутящий момент на валу, Hмм; 2) [к] – допускаемое напряжение кручения, МПа. Зависит от выбранной стали, термической обработки и условий нагружения [9]. Полученные значения округляются до ближайшего большего числа из стандартного ряда по ГОСТ 12289-86. Приступаем к силовому расчету валов. Учитывая механические характеристики выбранного материала (сталь 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ) и динамический характер нагружения принимаем допускаемое напряжение кручения: [к] = 85 МПа [9]. а) Тихоходный вал. Подставляя в формулу (7.81) значение крутящего момента на тихоходном валу, получим: Принимаем: б) Промежуточный вал. Подставляя в формулу (7.81) значение крутящего момента на промежуточном валу, получим: Принимаем: в) Быстроходный вал. Подставляя в формулу (7.81) значение крутящего момента на быстроходном валу, получим: Принимаем: 7.2.6 Подбор подшипников сателлитов Исходные данные: Радиальная нагрузка на вал сателлита: - быстроходной ступени - тихоходной ступени Диаметры валов сателлитов: - быстроходной ступени - тихоходной ступени Частота вращения водила: - быстроходной ступени - тихоходной ступени Числа зубьев: - быстроходной ступени: - тихоходной ступени: Исходя из габаритов редуктора, а также из соображений требуемой долговечности следует выбрать в качестве опор сателлитов подшипники скольжения. Основным параметром, определяющим работоспособность подшипника скольжения в условиях динамического нагружения, является произведение удельной нагрузки на скорость скольжения [10]. 1. Сначала требуется найти частоту вращения сателлита относительно водила. Для принятой кинематической схемы она равна: (7.82) где nH – частота вращения водила, вычисленная в ходе кинематического расчета. 2. Исходя из ширины колес, надо принять ширину втулки, а также рабочую ширину втулки, учитывающую фаски ( f = 0,5 – 1,0 мм ). 3. Для определения скорости скольжения трущихся поверхностей следует вычислить предварительно угловую скорость вращения вала: (7.83) 4. Скорость скольжения поверхности втулки по поверхности вала можно определить как произведение угловой скорости вращения вала на его радиус: (7.84) 5. Удельная нагрузка на рабочую поверхность подшипника скольжения равняется: (7.85) где А – площадь опорной поверхности. Для цилиндрических подшипников, несущих радиальную нагрузку, опорная поверхность определяется как произведение ширины втулки на диаметр вала: (7.86) Подставляя правую часть выражения (7.86) в (7.85), можно получить окончательную формулу для вычисления давления, действующего на единицу рабочей поверхности втулки: (7.87) 6. Далее необходимо найти значение произведения p×v и подобрать для втулки подшипника антифрикционный материал с требуемыми характеристиками [10]. 7. Толщину стенки втулки следует принимать приблизительно равной: (7.88) Приступаем к подбору подшипников опор сателлитов. а) Расчет тихоходной ступени. 1. Найдем частоту вращения сателлита относительно водила. Для этого подставим числовые данные в формулу (7.82) и произведем вычисления: 2.Принимаем суммарную ширину втулок подшипников равной: Рабочую ширину втулки примем равной: 3. Для определения скорости скольжения трущихся поверхностей вычисляем предварительно угловую скорость вращения вала по формуле (7.83): 4. Скорость скольжения поверхности втулки по поверхности вала определяем, подставляя вычисленное значение угловой скорости в формулу (7.84): 5. Удельная нагрузка на рабочую поверхность подшипника скольжения вычисляется по формуле (7.87): 6. Находим значение произведения p×v: Подбираем для втулки подшипника антифрикционный материал с требуемыми характеристиками [10]: БрО5Ц5С5; 7. Толщину стенки втулки рассчитываем по формуле (7.88): б) Расчет быстроходной ступени. 1. Найдем частоту вращения сателлита относительно водила. Для этого подставим числовые данные в формулу (7.82) и произведем вычисления: 2. Принимаем суммарную ширину втулок подшипников равной: Рабочую ширину втулки примем равной: 3. Для определения скорости скольжения трущихся поверхностей вычисляем предварительно угловую скорость вращения вала по формуле (7.83): 4. Скорость скольжения поверхности втулки по поверхности вала определяем, подставляя вычисленное значение угловой скорости в формулу (7.84): 5. Удельная нагрузка на рабочую поверхность подшипника скольжения вычисляется по формуле (7.87): 6. Находим значение произведения p×v: Подбираем для втулки подшипника антифрикционный материал с требуемыми характеристиками [10]: БрО5Ц5С5; 7. Толщину стенки втулки рассчитываем по формуле (7.88): 7.2.7 Расчет шлицевых соединений Исходные данные: Крутящий момент на валу: - быстроходном - промежуточном - тихоходном Диаметры валов: - быстроходного - промежуточного - тихоходного Шлицевые соединения по ГОСТ 1139-80 проверяют на смятие рабочих поверхностей [9]. Расчетная формула выглядит следующим образом: (7.89) где 1) – допускаемое напряжение смятия для шлицев, Па; 2) T – крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением, Hм; 3) 0,75 – множитель, учитывающий неравномерность распределения давления по шлицам; 4) zш – число шлицев (принимается в зависимости от диаметра вала величины передаваемого крутящего момента); 5) Aсм – расчетная поверхность смятия, определяемая по формуле: (7.90) 6) Rср – радиус среза шлицев, м: (7.91) 7) f – фаска на зубьях шлицевого соединения, м (ГОСТ 1139-80); 8) l – рабочая длина шлицевого соединения, м. Подставив выражение (7.91) в (7.89) и произведя преобразования можно получить следующую зависимость: (7.92) Далее следует преобразовать формулу (7.90) так чтобы из нее можно было найти l : (7.93) Теперь, подстановкой правой части формулы (7.92) в числитель дроби формулы (7.36), можно получить окончательное выражение для определения длины шлицев: (7.94) Полученный результат округляется до ближайшего большего значения из стандартного ряда по ГОСТ 12289-86. Расчет производим по формуле (7.94): Общими величинами, одинаковыми для всех трех валов являются: 1) , – число зубьев шлицевого соединения; 2) , – допускаемое напряжение смятия для стали 40ХН (улучшение и закалка ТВЧ) в условиях динамического нагружения в неподвижном соединении; а) Быстроходный вал: 1) – крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением быстроходного вала; 2) – диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. Принимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( ): 3) – фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для вала диаметром величина фаски: . Подставляя числовые значения в формулу (7.94), получим необходимую длину шлицевого соединения для быстроходного вала: Принимаем: а) Промежуточный вал: 1) – крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением промежуточного вала; 2) – диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. Принимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( ): 3) – фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для вала диаметром величина фаски: . Подставляя числовые значения в формулу (7.94), получим необходимую длину шлицевого соединения для быстроходного вала: Принимаем: а) Тихоходный вал: 1) – крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением тихоходного вала; 2) – диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. Принимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( ): 3) – фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для вала диаметром величина фаски: . Подставляя числовые значения в формулу (7.94), получим необходимую длину шлицевого соединения для быстроходного вала: Принимаем: Таким образом, окончательно принимаем типоразмеры шлицев: - для быстроходного вала: - для промежуточного вала: - для тихоходного вала: Размер файла: 181,1 Кбайт Фаил: 
(.rar)
Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! |
||||
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВН5-63-1200-Расчет редуктора Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: