Все разделы / Нефтяная промышленность /


Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы

(720 )

Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВНМ 5-100-1000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 175619
Дата 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
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВНМ 5-100-1000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Комментарии: 4 РАСЧЕТ И КОНСТРУИРОВАНИЕ ПРОЕТИРУЕМОГО ИЗДЕЛИЯ
4.1 Основные положения технического задания на установку скважинного винтового электронасоса
1 Наименование и область применения.
1.1 Наименование изделия и его шифр – установка скважинного винтово-го электронасоса типа УЭВНМ 5-100-1000.
1.2 Назначение и область применения.
УЭВН предназначена для добычи нефти на месторождениях с осложнен-ными условиями. К таким условиям относятся: повышенная вязкость ГЖС 9,6 м2/с2; большое содержание газа при высоком давлении насыщения G = 35 м3/м3; низкий коэффициент продуктивности 2,8; значительное содержание механиче-ских примесей до 120 мг/л; высокая обводненность нефти В = 0,8.
1.3 Возможность использования изделия для поставки на экспорт.
Установка скважинного винтового электронасоса типа УЭВН 5-100-1000 может поставляться на экспорт самостоятельно при наличии патентной чистоты по стране поставок.
2 Основание для разработки.
2.1 Организация, утвердившая документ.
Кафедра НГМО, в лице заведующего кафедрой Сысоева Н.И.
2.2 Тема, этап отраслевого и тематического плана в рамках которого бу-дет выполняться задание – курсовой проект.
3 Цель и назначение разработки.
3.1 Заменяемое старое или создание нового – модернизация привода насоса для увеличения крутящего момента УЭВНМ 5-100-1000 в сравнении с прототипом.
3.2 Ориентировочная потребность по годам с начала серийного произ-водства – 1 шт. для кафедры НГМО ЮРГТУ, дальнейший выпуск по заказам предприятий.


3.3 Источники финансирования - предприятия - заказчики.
3.4 Количество и сроки изготовления – 1 шт. до 25.12.09г. для кафедры НГМО ЮРГТУ, в дальнейшем оговариваются с заказчиком.
3.5 Предполагаемые исполнители – Добровольский Г.А., инженеры, УВП кафедры НГМО, Самарский “Завод НГПО”.
4 Источники разработки.
4.1 Протоколы лабораторных и производственных испытаний - отсут-ствуют.
4.2 Конструктивные проработки – конструкторская и нормативная доку-ментация, требования по эксплуатации.
4.3 Перечень других источников:
Ивановский В.Н., Дарищев В.И., Сабиров А.А., Каштанов В.С., Пекин С.С. Скважинные насосные установки для добычи нефти. – М: ГУП Изд-во «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И. М. Губкина, 2002. – 824 с.: ил.
Ивановский В.Н., Дарищев В.И., Каштанов В.С. и др. Оборудование для добычи нефти и газа. Часть 1. М.: Нефть и газ, 2002. -768 с.
5 Технические требования.
5.1 Стандарты и нормативно - техническая документация - Конструктор-ская и нормативная документация, требования по эксплуатации УЭВН 5-100-1000.
5.2 Состав изделия, требования к устройству
Установка скважинного винтового электронасоса типа УЭВН 5-100-1000 включает в себя: устьевое оборудование, колонну НКТ, винтовой погружной насос с гидрозащитой, погружной электродвигатель, станцию управления, ав-тотрансформатор, электрический кабель. Винтовой насос УЭВН 5-100-1000 состоит из пусковой кулачковой муфты центробежного типа, основание с при-водным валом, сетчатых фильтров, установленных на приёме насоса, рабочих органов с правыми и левыми обоймами и винтами, двух эксцентриковых шар-нирных муфт, предохранительного клапана. Насос имеет 2 приемные сетки, по одной для каждого рабочего органа и общий выход, благодаря чему подача насоса равна сумме подач обоих рабочих органов, а напор насоса равен напо-ру каждого рабочего органа.
Основными требованиями, предъявляемыми к проектируемой установке, являют-ся:
- обеспечение заданных подачи и напора жидкости на выходе из установки;
- способность нормально работать в условиях высоких температур;
- работать без уменьшения межремонтного периода при перекачке жид-кости с высоким содержанием газа, воды и механических примесей;
- способность перекачивать жидкости высокой вязкости.
5.3 Требования к показателям назначения, надёжности и ремонтопригод-ности.
Установка скважинного винтового электронасоса типа УЭВН 5-100-1000 должна удовлетворять следующим требованиям:
-простота конструкции необходимая для достижения высокой работоспо-собности оборудования;
-надежность оборудования, определяемая временем безотказной работы установки. Обеспечивает безаварийное функционирование механизмов в тече-нии расчетного времени;
-долговечность машин, механизмов и их деталей, представляющая собой время безотказной работы в нормальных условиях в часах, соответствующая межремонтному сроку или кратная ей, определяет сроки физического износа, соответствующего определенным технико-экономическим показателям;
-ремонто-способность оборудования должна создавать возможность ре-ставрации или замены отдельных быстроизнашивающихся деталей или узлов непосредственно в промысловых условиях;
-стандартизация и унификация, обеспечиваемая созданием ГОСТов на отдельные машины, механизмы и инструменты, приводит к конструктивному единообразию оборудования, уменьшению числа их типоразмеров и опреде-лению эксплуатационных параметров. Стандартизация, унификация и норма-лизация способствует значительному упрощению эксплуатации машин, облег-чению ухода за оборудованием и их ремонтов. Уменьшению номенклатуры за-пасных частей.
5.4 Требования к унификации:
Основные сборочные единицы УЭВНМ 5-100-1000, должны быть макси-мально унифицированы с аналогичными узлами УЭВН 5-100-1000.
5.5 Требования к безопасности эксплуатации УЭВН 5-100-1000 необхо-димо
выполнять в соответствии с правилами безопасности в нефтегазовой отрасли, правилами технической эксплуатации электроустановок, правилами техники безопасности при эксплуатации электроустановок и требованиями инструкций.
5.6 Эргономические и эстетические требования. Эргономические показа-тели должны обеспечить максимальную эффективность, безопасность и ком-фортность труда.
5.7 Требования к патентной чистоте – УЭВН 5-100-1000 должен обладать патентной чистотой по странам СНГ, бывшим СЭВ, США, Англии, Франции, Японии, Германии.
5.8 Требования к номенклатуре изделия – вал винтового насоса изготав-ливается из стали с покрытием хрома или из титанового сплава, эластомер обоймы изготавливают из синтетического каучука.
5.9 Требования к эксплуатации – УЭВН 5-100-1000 должна быть рассчи-тана на длительную безотказную работу, для чего необходимо выполнение следующих требований:
1) допускается эксплуатация только в соответствии с технической харак-теристикой, перегрузки не допускаются;
2) своевременная и правильная смазка узлов УЭВН 5-100-1000 в соот-ветствии с картой смазки;
3) своевременный осмотр, подтяжка креплений, регулировка механизмов, за-мена быстроизнашивающихся деталей; соблюдение других требований ведомствен-ных инструкций, действующих в отрасли, по эксплуатации.
6 Экономические показатели.
6.1 Ориентировочный экономический эффект от применения одного УЭВН 5-100-1000 – в данном курсовом проекте не рассчитывается.
6.2 Срок окупаемости затрат – не рассчитывается.
6.3 Цена договорная.
6.4 Предполагаемая потребность - по заказам предприятий.
7 Стадии и этапы разработки.
7.1 Разработка конструкторской документации для изготовления опыт-ной
партии установки скважинного винтового электронасоса типа УЭВНМ 5-100-1000.
7.2 Изготовление и предварительные испытания опытного УЭВНМ 5-100-1000.
7.3 Приёмочные испытания опытной партии УЭВНМ 5-100-1000.
7.4 Корректировка конструкторской документации на установочную се-рию.
7.5 Изготовление установочной серии УЭВНМ 5-100-1000.
4.2 Выбор и расчет основных конструктивных и кинематических парамет-ров электровинтового погружного насоса
К основным конструктивным параметрам относят габаритные размеры насоса, диаметр и высоту.
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 насосa Р = 12∙106 Па
Частота вращения винтов n = 200 мин-1 = 3,33 с-1
Толщина стенки металлического корпуса статора
εr = 0,15∙D
εr = 0,15∙0,073 = 0,011 м
Расчетная схема приведена на рисунке 4.1

Рисунок 4.1 - Расчетная схема геометрии рабочих органов
а - продольное сечение; б - поперечное сечение
Минимальная толщина резиновой обкладки статора [4]
εр = 0,1·D
εр = 0,1·0,073 = 0,007 м
Контурный диаметр рабочих органов (диаметр впадин статора)
Dк = D - 2∙(εr +εр)
Dк = 0,073 - 2∙(0,011 + 0,007) = 0,037
Требуемый рабочий объем насоса
Vнас =
где η0 = 0,8 – предварительно принятый объемный КПД насоса
Vнас = м3 = 0,13 л
Эксцентриситет рабочих органов должен обеспечить, во-первых, задан-ный контурный диаметр и, во-вторых, требуемый рабочий объем.
Для этого вводятся два параметра эксцентриситета
1) eD =
2) еv =
где - число заходов ротора;
- площадь сечения ротора (безразмерная величина);
- контурный диаметр ротора (безразмерная величина)
Площадь сечения ротора
= 7,443∙z1 + 3,674
Контурный диаметр ротора
= 2,35∙z1 + 4
Для нахождения оптимального значения эксцентриситета, определим его значения для различного числа заходов статора z1. Результаты вычислений сведем в таблицу 4.1.
Результаты расчета эксцентриситета. Таблица 4.1
z1 2 3 4 5 6 7 8 9 10
е, мм 4,594 3,354 2,654 2,2 1,88 1,643 1,459 1,312 1,192
На основании расчетов проведенных в дипломной работе, исходя из оп-тимизации характеристик насоса, принимаем следующие значения числа захо-дов:
- ротора z1 = 5
- статора z2 = 4
Для эксцентриситета выбираем стандартное значение е = 2 мм.
Коэффициент натяга в паре ротор-статор принимаем, исходя из диаметра (D < 100 мм)
c&#948; = 0,03
Диаметральный натяг в паре ротор-статор
&#948; = c&#948;&#8729;е
&#948; = 0,03&#8729;2 = 0,06 мм
Коэффициент смещения исходного контура
с&#916; = - со&#8729;z2-ce-1
где с0 - коэффициент внецентроидности;
се - коэффициент формы зуба;
Для многозаходных рабочих органов коэффициент внецентроидности co = 1,175, а коэффициент формы зуба се = 2,175, тогда
с&#916; = -1,175&#8729;4–2,175–1=1,375
Смещение контуров рейки ротора
&#916;х1=е&#8729;с&#916;
&#916;х1=2&#8729;1,375=2,75 мм
Смещение контуров рейки статора
&#916;х2 = &#916;х1+е&#8729;(со-1) +
&#916;х2 = 2,75+2&#8729;(1,175-1) + = 3,13 мм
Радиус катящейся окружности
r = e&#8729;co
r=2&#8729;1,175 = 2,35 мм
4.3 Расчёт силовых и энергетических параметров
Плотность смеси (нефть, вода, и газ) добываемой из скважины [11]
&#961;см = &#961;в &#8729; B + &#961;н &#8729; (1 - В) &#8729; (1 – Г) + &#961;г &#8729; Г
&#961;см = 1020 &#8729; 0,8 + 850 &#8729; (1 - 0,8) &#8729; (1 - 0,5) + 1,2 &#8729; 0,5 = 901,6 кг/м3
Давление на забое определяем из зависимости
Pзаб = Рпласт – Qпл/kпр
Pзаб = 26-85 /2,8 = 23,86 &#8729; 106 Па
Динамический уровень жидкости в скважине
Hдин = L -
м
Вычисляем предельное давление, при котором газосодержание на приеме насоса является максимально допустимым
Рпр = (1 - Г)Кпр &#8729; Рнас
Рпр = (1-0,5)2,8&#8729;8&#8729;106 = 1,15&#8729;106Па
Определяем минимальную глубину подвески насоса
Lнас = Ндин +
Lнас = 702 + м
Температура жидкости на приеме насоса
tпр = tпласт – (L - Lнас)&#8729;grad(t)
tпр = 67 – (3400 - 832)&#8729;0,02 = 15,6 0С
Определяем коэффициент объемного расширения продукции скважины при снижении давления с величины Рзаб до давления на входе в насос (Рпр)
В1 = В + (1 – В)&#8729; [1 + (&#946; - 1)&#8729; ]
В1 = 0,8 + (1 – 0,8)&#8729;
Расход жидкости на приеме насоса
Qпр = Qпл&#8729;В1
Qпр = 85&#8729;1,0136 = 86,156 м3/с
Газовый фактор на приеме насоса
Gпр=G&#8729;
Gпр=35&#8729; м3/м3
Газосодержание на входе в насос
Гвх =
Гвх =
Работа газа по подъему жидкости на участке «забой - насос»
Рг1 = Рнас&#8729;
Рг1 = 8&#8729;106&#8729; Па
Газовый фактор в буфере
Gбуф = G&#8729;
Gбуф = 35&#8729; м3/м3
Газосодержание в буфере
Гбуф =
Гбуф =
Работа газа по подъему жидкости на участке «насос - буфер»
Рг2 = Рнас&#8729;
Рг2 = 8&#8729;106&#8729; Па
Для обеспечения непрерывного подъема жидкости на поверхность насос должен развивать давление
Рнас = &#961;см&#8729; g&#8729; Hдин – Рбуф – Рг1 – Рг2
Рнас = 901,6 &#8729;9,81&#8729; 702 + 2,5&#8729; 106 – 1,71&#8729;106 - 0,97&#8729; 106 = 6,03&#8729;106 Па
4.4 Расчет основных размеров профилей рабочих органов
Диаметры статора [4]:
- инструментальный  D2=2&#8729;r&#8729;z1
     D2=2&#8729;2,35&#8729;5
- по впадинам зубьев  Di = Dк = 37 мм
- по выступам зубьев  De = Dк - 4&#8729;e
     De = 37 - 4&#8729;2 = 29 мм
- средний    Dср = Dк - 2&#8729;е
     Dср = 37 - 2&#8729;2 = 33 мм
Диаметры ротора [4]:
- инструментальный  d2 = 2&#8729;r&#8729;z2
     d2 = 2&#8729;2,35&#8729;4 = 19 мм
- по впадинам зубьев  di = Dк - 6&#8729;e + &#948;
     di = 37 – 6&#8729;2 + 0,06 = 25 мм
- по выступам зубьев  de = Dк - 2&#8729;e + &#948;
     de = 37 – 2 &#8729;2 + 0,06 = 33 мм
- средний    dср = Dк - 4&#8729;е + &#948;
     dср = 37 - 4&#8729;2 + 0,06 = 29 мм
Средний диаметр рабочих органов
DРО =
DРО = мм
Высота зубьев рабочих органов
h =
h = = 4 мм
Торцовый модуль зацепления
mt = 2&#8729; r
mt = 2&#8729; 2,35 = 4,7
Осевой ход зубьев
to =
где ст = 6 - коэффициент винтовой поверхности
to = 29 = 43 мм
Зная количество заходов винтовой линии ротора и статора, определяем их шаги:
шаг винтовой линии статора:  t = z2 &#8729;to
     t = 4&#8729; 43 = 172 мм
шаг винтовой линии ротора  T = z1&#8729; to
      T = 5&#8729;43 = 215 мм
Проверяем условие ограничения гидроабразивного износа (скорость жидкости в каналах рабочих органов не должна превышать 15 м/с)
w = z2&#8729;T&#8729;n
w = 4&#8729; 0,215 &#8729;3,33 = 2,87 м/с
Уточняем коэффициент формы винтовой поверхности
ст =
ст = 5,93
Угол подъема линии зуба на инструментальном диаметре
&#952; = arctan
&#952; = 71,048° = 71°02&#697;54&#698;
Площадь сечения рабочих органов
S = &#960;&#8729;e&#8729;(Dк – 3&#8729;е)
S = 3,14&#8729;2&#8729;(37 - 3&#8729;2) = 194,8 мм2
Фактический рабочий объем насоса
V = z2&#8729;S&#8729;T
V = 4&#8729;194,8&#8729;106&#8729;215&#8729;10-3=1,68&#8729;10-4 м3 = 0,168 л
Межвитковый перепад давления принимаем равным РК = 0,5&#8729;106 Па. Ис-ходя из этого находим число шагов, необходимое для создания давления Р
k =
k = = 5,6
Определяем длину линии контакта рабочих органов
Lк = k&#8729;(z1&#8729; )
Lк = 5,6&#8729;(5&#8729; ) = 6,739 м
Длина рабочих органов
L = k&#8729;T
L = 5,6 &#8729; 0,215 = 1,204
Принимаем L = 1,2
Находим фактическое число контактных линий, отделяющих вход от вы-хода
&#923; = (k - 1)&#8729;z1 + 1
&#923; = (5,6 - 1)&#8729;5 + 1 = 24
Уточняем величину межвиткового перепада давления
Рк =
Рк = 0,5 106 Па
Проверяем условие ограничения износа поверхности статора (скорость взаимного скольжения рабочих органов не должна превышать 2 м/с)
&#957;ск.maх = 2&#8729;&#960;&#8729;n&#8729;e&#8729;[z2&#8729;(co+1)+ce+c&#916;]
&#957;ск.maх = 2&#8729;3,14&#8729;3,33&#8729;2&#8729;10-3&#8729;[4&#8729;(1,175+1)+2,175+1,375] = 0,51 м/с
4.5 Расчет планетарного редуктора
Расчет и разбивка передаточного отношения
Исходные данные для расчета:
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 методи-кой, изложенной в работе.
Общее передаточное отношение редуктора:
iобщ = ;
iобщ = = 14,1
Поскольку передаточное отношение слишком велико для одноступенча-того редуктора, то необходимо разбить его между двумя ступенями. Для этого, согласно рекомендациям, приведенным в литературе принимаем передаточное отношение быстроходной ступени i6 = 4;
Передаточное отношение тихоходной ступени  im =
         im = = 3,525
Полученные значения передаточных отношений используются для опре-деления числа зубьев и диаметров колес редуктора.
После того как мы определили передаточное число редуктора и произве-ли его разбивку между двумя ступенями, переходим к выбору кинематической схемы редуктора и определению числа зубьев колес.
Наиболее предпочтительной для данного случая является схема редукто-ра, представленная на рисунке 5.2. Данная схема обладает рядом преимуществ по сравнению с другими схемами планетарных редукторов.


Рисунок 4.2 - Кинематическая схема планетарного двухступенчатого редуктора
1б,1m - солнечные колеса; 2б,2m - сателлиты; 3б,3m - корончатые колеса; Нб,Нm - води-ла; б - быстроходная ступень; m - тихоходная ступень; 1б -ведущее колесо (быстро-ходный вал); Нm- ведомое водило (тихоходный вал)

Редукторы, собранные по такой схеме, отличаются простотой конструкции и надежностью в работе, просты в обслуживании и имеют высокие эксплуатаци-онные характеристики (к.п.д. составляет 0,92...0,96). Кроме того, данная схема позволяет изготавливать редукторы, обладающие наименьшими радиальными габаритами. Колеса 36 и 3т закреплены в корпусе редуктора. Ведущий и ве-домый валы вращаются в одну сторону.
4.6 Определение необходимого числа зубьев колес редуктора
Исходные данные
Частота вращения вала погружного электродвигателя nпэд = 2820 мин-1; Передаточное отношение: быстроходной ступени  i6 = 4
тихоходной ступени  iт = 3,525
4.7 Расчет быстроходной ступени
Исходя из радиальных размеров корпуса редуктора, принимаем дели-тельный диаметр корончатого колеса, равным = 75 мм. Так как долговеч-ность редуктора во многом зависит от плавности вхождения зубьев в зацепле-ние, то число зубьев должно быть, возможно большим. Поэтому принимаем модуль mб = 1 мм.
Число зубьев корончатого колеса
=
75
Число зубьев солнечного колеса
z1б =
z1б = = 25
Число зубьев сателлита

=
Частота вращения выходного вала быстроходной ступени
= = = 705 мин-1
Диаметры солнечного колеса и сателлитов
=
=
4.8 Расчет тихоходной ступени
Исходя из радиальных размеров корпуса редуктора, принимаем дели-тельный диаметр корончатого колеса, равным = 80 мм;
Так как долговечность редуктора во многом зависит от плавности вхож-дения зубьев в зацепление, то число зубьев должно быть возможно большим. Поэтому принимаем модуль mm =1 мм;
Число зубьев корончатого колеса
=
=
Число зубьев солнечного колеса

31,68
Принимаем число зубьев солнечного колеса zm=32;
Число зубьев сателлита


Частота вращения выходного вала тихоходной ступени
nH.m=
nH.m= 201,4 мин-1
Диаметры солнечного колеса и сателлитов
мм
мм
Результаты кинематического расчета. Таблица 4.2.
Модули Числа зубьев Диаметры колес
Тихоходная ступень mm = 1 мм  = 32
= 24
= 80
= 32 мм
= 24 мм
= 80 мм

Быстроходная ступень mб = 1 мм  = 25
= 25
= 75
= 25 мм
= 25 мм
= 75 мм

4.9 Определение сил и моментов элементов редуктора
В многопоточных передачах (рисунок 4.3) силы в зацеплениях, действу-ющие на центральные колеса и водило, уравновешивают друг друга, и поэтому валы нагружены только вращающим моментом. Обозначение сил состоит из буквы Б с двумя нижними индексами: первый указывает звено, со стороны ко-торого действует сила, второй - звено, на которое действует сила и одним верхним индексом, указывающим ступень редуктора.
Рисунок 4.3. Силы, действующие в зацеплениях планетарной передачи
1 - солнечное колесо; 2 - водило с сателлитами; 3 - корончатое колесо
Силы зацеплений, действующие со стороны центральных колес на сател-литы, приложены на диаметрально противоположных сторонах, поэтому их радиальные составляющие уравновешивают друг друга, а окружные склады-ваются, так как они параллельны и направлены в одну сторону. Суммарная нагрузка действует на подшипники и оси сателлитов.
4.10 Определение величин крутящих моментов, возникающих при работе насоса
Исходные данные
Число сателлитов:  - тихоходной ступени = 4;
- быстроходной ступени = 4;
Давление насоса Р = 12-106 Па;
Средний диаметр рабочих органов dср = 29&#8729;10-3 м;
Длина шага винта tв = 0,172 м;
Эксцентриситет ротора е = 2&#8729;10-3 м;
Число заходов винта ротора z1в = 5
Момент, приложенный к ведомому валу редуктора

Н&#8729;м
Определение сил и моментов в зацеплениях редуктора
Расчет тихоходной ступени
Межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом

мм
Сила, возникающая в результате действия момента


Силы, действующие на каждый сателлит со стороны центральных колес, равны половине величины силы
Н
Величина момента, приложенного к ведомому валу

Н&#8729;м
Расчет быстроходной ступени
Межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом

мм
Сила, возникающая в результате действия момента


Силы, действующие на каждый сателлит со стороны центральных колес, равны половине величины силы
Н
Величина момента, приложенного к ведомому валу

Н&#8729;м
4.11 Расчет зубчатых передач планетарного редуктора
В планетарных передачах, где сателлит входит в зацепление с двумя цен-тральными колесами (солнечным и корончатым) и характеристики материалов колес примерно одинаковы, рассчитывают на прочность только внешнее за-цепление (солнечное колесо-сателлит) [6]
Величины сил и вращающих моментов, действующих на звенья плане-тарных передач, не зависят от числа степеней свободы. В многопоточных пе-редачах при установившемся режиме работы силы в зацеплениях, действую-щие на центральные колеса и водило, уравновешивают друг друга, поэтому валы нагружены только вращающим моментом.
Проектировочный расчет зубчатых передач выполняется на выносли-вость по контактным напряжениям во избежание усталостного выкрашивания рабочих поверхностей зубьев. После этого производится проверочный расчет длины зубьев по условию изгибной выносливости.
4.12 Расчет зубчатых колес на контактную выносливость
Расчет сводится к определению требуемой ширины цилиндрических ко-лес по формулам, предлагаемым авторами пособия. Данная методика при сво-ей относительной простоте обладает достаточно высокой достоверностью ре-зультатов, так как учитывает все основные факторы, влияющие на характер нагружения колес редуктора.
Ширина зубчатых колес
b [Ka&#8729;(i + 1)]3&#8729;
где Ка - коэффициент нагрузки (для прямозубых цилиндрических передач Ка = 49,5);
i - передаточное число зубчатой пары (i 1);
Т1 - вращающий момент на ведущем валу, Н&#8729;м;
КН&#946; - коэффициент концентрации нагрузки (зависит от схемы передачи и
твердости поверхности зубьев);
[&#963;H] - допускаемое контактное напряжение, МПа
a12 - межосевое расстояние между солнечным колесом и сателлитом, мм
Принимаем материал колес - сталь 40ХН; термообработка - улучшение и закалка ТВЧ (HRC 48..53). По справочным таблицам принимаем KH&#946; = 1,2. Допускаемое контактное напряжение
[&#963;H]= 16&#8729;HRC+ 180   [&#963;H] = 16&#8729;50 + 180 = 980 МПа;
Расчет тихоходной ступени
Передаточное число зубчатой пары солнечное колесо-сателлит

Минимальная ширина колес тихоходной ступени
29,7 мм
Принимаем по ГОСТ 12289-86 =35 мм;
Расчет быстроходной ступени
Передаточное число зубчатой пары солнечное колесо-сателлит

Тогда минимальная ширина колес тихоходной ступени
10,4 мм
Принимаем по ГОСТ 12289-86 bm =15 мм;
Расчет зубчатых колес на выносливость по напряжениям изгиба
Расчет длины зубьев на выносливость по напряжениям изгиба выполняют I 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 по-верхности зубьев до высокой твердости (НRС > 45) может возникнуть опас-ность излома зубьев.
Зуб рассматривают как балку, жестко закрепленную одним концом. Силу считают приложенной к вершине зуба по нормали к его поверхности. Силы трения не учитывают.
Ширина зубчатых колес   b
где КF&#946; - коэффициент неравномерности распределения нагрузки. Для сталей с твердостью НВ > 350 и консольного расположения колес относительно опор КF&#946; =1,3
nс - число сателлитов. Для обеих ступеней пс = 4;
m - модуль зуба. Для обеих ступеней m = 1 мм;
[&#963;F] - допускаемое напряжение изгиба для выбранного материала и вида термохимической обработки. Для принятой ранее стали 40ХН (улучшение и закалка ТВЧ) [&#963;F] = 550 МПа
Полученное значение, должно быть меньше длины зуба, принятой в предыдущем расчете, в противном случае следует изменить применяемый ма-териал или принять другую ширину колеса.
Расчет тихоходной ступени
Определяем значение коэффициента YF&#946; для солнечного колеса тихоход-ной ступени. Для зубчатых колес, выполненных без смещения исходного кон-тура, с числом зубьев z = 32 данный коэффициент равен YF&#946; 3,60
Число зубьев ведущего колеса (солнечное к.) тихоходной ступени z=32.
Тогда bm мм
Поскольку полученное значение ширины колес меньше принятого при расчете на контактную прочность, то оставляем значение ширины без изменений.
Расчет быстроходной ступени
Определяем значение коэффициента YF&#946; для солнечного колеса быстро-ходной ступени. Для зубчатых колес, выполненных без смещения исходного контура, с числом зубьев z = 25 данный коэффициент равен YF&#946; 3,90
Число зубьев ведущего (солнечного) колеса быстроходной ступени z = 25.
Тогда bб мм
Поскольку полученное значение ширины колес меньше принятого при расчете на контактную прочность, то оставляем значение ширины без изменений.
Таким образом, окончательно для тихоходной ступени bm = 35 мм; для быстроходной ступени bб = 15 мм;
Расчет валов планетарного редуктора
Исходные данные:
Крутящие моменты на валах:  - тихоходном = 300&#8729;103 Н&#8729;мм;
- промежуточном = 86&#8729;103 Н&#8729;мм;
- быстроходном = 21,5&#8729;103 Н&#8729;мм;
Учитывая механические характеристики выбранного материала (сталь 40ХН, улучшение и закалка ТВЧ) и динамический характер нагружения при-нимаем допускаемое напряжение кручения [&#964;к] = 85 МПа.
Тихоходный вал
Диаметр вала   
23,8 мм
Принимаем = 25 мм;
Промежуточный вал
Диаметр вала    = 15,7 мм
Принимаем = 20 мм;
Быстроходный вал
Диаметр вала    = 9,9 мм
Принимаем = 20 мм.
4.13 Расчет шлицевых соединений валов планетарного редуктора
Шлицевые соединения по ГОСТ 1139-80 проверяют на смятие рабочих поверхностей.
Исходные данные:
Крутящий момент на валу:  - быстроходном = 21,5 Н&#8729;м;
- промежуточном = 86 77 Н&#8729;м;
- тихоходном = 300 Н&#8729;м;
Диаметры валов:   - быстроходного = 20&#8729;10-3 м;
- промежуточного = 20&#8729;10-3 м;
- тихоходного = 25&#8729;10-3 м;
Длина шлицев l
где zш - число зубьев шлицевого соединения, zш = 6;
[&#963;см] - допускаемое напряжение смятия, МПа (для стали 40ХН, улучше-ние и закалка ТВЧ, в условиях динамического нагружения в неподвижном со-единении [&#963;см] = 85МПа;
Быстроходный вал
= 21,5 Н&#8729;м, - крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением быстроходного вала;
Dб, dб - диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. При-нимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( = 4мм) для которых Dб = 20 мм;
fб - фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для вала диаметром = 20 мм величина фаски fб = 0,2 мм.
Тогда длина шлицевого соединения для быстроходного вала
7,8&#8729;10-3 м
Принимаем =15 мм;
Промежуточный вал
=86 Н&#8729;м, - крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением промежуточного вала;
Dпр,dпр - диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. При-нимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( = 4 мм) для которых dпр =17 мм; Dпр =20 мм;
fпр- фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для вала диаметром = 20 мм величина фаски fпр = 0,3 мм .
Тогда длина шлицевого соединения для промежуточного вала
18,7&#8729;10-3 м
Принимаем = 25 мм;
Тихоходный вал
= 300 Н&#8729;м, - крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением тихоходного вала;
Dm ,dm - диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения. При-нимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( = 5 мм) для которых dm = 21 мм; Dm = 25 мм;
fm - фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для ва-ла диаметром = 25 мм величина фаски fm = 0,2 мм.
Тогда длина шлицевого соединения для тихоходного вала
37,9&#8729;10-3 м
Принимаем = 40 мм;
Таким образом, окончательно принимаем типоразмеры шлицев:
- для быстроходного вала: D - 6 17 20 4 ,   = 15 мм
- для промежуточного вала: D - 6 17 20 4    = 25 мм
- для тихоходного вала:  D - 6 21 25 5 ,   = 40 мм



Размер файла: 689,8 Кбайт
Фаил: Упакованные файлы (.rar)

   Скачать

   Добавить в корзину


        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 воспользваться поиском по базе.

Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! 

От 350 руб. за реферат, низкие цены. Просто заполни форму и всё.

Спеши, предложение ограничено !



Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Страницу Назад

  Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет электровинтового насоса УЭВНМ 5-100-1000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Вход в аккаунт:

Войти

Забыли ваш пароль?

Вы еще не зарегистрированы?

Создать новый Аккаунт


Способы оплаты:
Ю-Money WebMoney SMS оплата qiwi PayPal Крипто-валюты

И еще более 50 способов оплаты...
Гарантии возврата денег

Как скачать и покупать?

Как скачивать и покупать в картинках


Сайт помощи студентам, без посредников!