Расчетная часть-Расчет безбалансирного станока-качалки типа ПКНШ580-6,0-56-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет безбалансирного станока-качалки типа ПКНШ580-6,0-56:Расчет ступенчатых колонн насосных штанг, Расчет и подбор необходимой мощности приводного электродвигателя, Расчет ременной передачи станка-качалки, Проверка долговечности работы подшипников опоры барабана-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Расчет ступенчатых колонн насосных штанг

При проведении дальнейших расчетов будем выходить из условия получения минимальных напряжений в насосных штангах, и, соответственно, минимальной нагрузки на стойку станка. Дальше проверим прочность штанг на разрыв и выносливость.
Для указанного выше условия основные параметры работы насоса (при коэффициенте подачи η = 0,75 (для всех рассматриваемых в работе станков-качалок) и удельному весу нефти γ = 0,91 т/м3 находятся между собой в таких зависимостях:
       (5.1)
но
,      (5.2)
где = 2,587 кг - средний вес 1 м насосных штанг диаметром 22 и 19мм, при этом - масса 1 м штанг диаметром 22 мм и - масса 1 м штанг 19мм, а - их видсоткоової части в общей длине (дополнение 2).
Для определения оптимального режима работы, которая отвечает минимальному напряжению в штангах, рассмотрим ряд возможных режимов. Сначала задаемся для принятого станка-качалки ПКНШ580-6,0-56 возможными стандартными значениями S и находим за формулой соответствующее значение n.
Площадь разреза плунжера Fпл находим для принятых значений S и посчитанных значений п за формулой производительности насоса :
      (5.3)
За площадью плунжера находим его диаметр:
      (5.4)
Потом задаемся стандартными значениями n и за формулой (5.3) находим соответствующие им значения Fпл
Результаты расчетов возводим к таблице 5.1

Таблица 5.1 - Результаты расчета параметров плунжера станка-качалки
No S, м N F, см D, см
При стандарт. значениях S, м
1 0,900 20,856 15,803 4,487
2 1,200 17,216 14,358 4,277
3 1,600 14,212 13,045 4,076
4 2,000 12,247 12,110 3,928
5 2,500 10,555 11,242 3,784
При стандартных значениях n, м
6 7,667 5 7,738 3,140
7 2,711 10 10,942 3,734
8 1,636 14 12,947 4,061

Условиям, которые были заданы отвечают 4, 5-й и 8-й режимы, так как только при этих режимах S и n имеют оптимальные для избранного станка-качалки значения.
Для вибора оптимального режима работы определим для этих режимов максимальное значение нагрузки в точке пидвиса штанг по формуле:
,     (5.5)
где - коэффициент потери веса штанг в жидкости, какой ровный: ; = 7850 кг/м3- удельный вес материала насосных штанг; - фактор динамической.
для 4-го режима:
;
для 5-го режима:
;
для 8-го режима:
.
Соответственно оптимальным режимом будет 5-м, при котором нагрузка в точке подвеса штанг менее всего.
При этом режиме максимальное напряжение в штангах = 22 мм будет:
,    (5.6)
где м2 - площадь разреза штанг диаметром 22 мм
Такое напряжение допустимо для штанг из легированной стали.
Проверим 5-й режим на выносливость штанг, которая характеризуется частотой их обрывов.
Частоту обрывов штанг на скважин-год определяем за следующей формулой:
      (5.7)
где - коэффициент, он зависит от качества стали.
Так как качество стали В и длина насосных штанг L для каждой скважины является постоянными величинами, то количество обрывов штанг будет пропорционально параметру К, который определяется только переменными величинами . В связи с тем, что наибольшее число обрывов происходит в верхней части колонны штанг, расчет ведем для верхней части колонны штанг dшт = 22 мм
Для 5-го режима:
    (5.8)
Такое количество обрывов является допустимым.
Получены расчетным путем режимные параметры нестандартные. Принимая для 5-го режима стандартный плунжер 38мм, найдем необходимое число качаний на минуту:
хв- 1.     (5.9)
Следовательно, после предыдущих расчетов мы имеем следующие параметры работы станка диаметр плунжера Dпл=38мм; глубина скважины H=1800 мм; длина хода устьового штока s=2,5м; частота ходов головки балансира n=10,51мин-1.

5.2 Расчет и подбор необходимой мощности приводного электродвигателя

Диаметр плунжера Dпл=38 мм; глубина скважины H=1800 мм; длина хода устьового штока s=2,5 м; частота ходов головки балансира n=10,51мин-1.
Мощность электродвигателей для станков-качалок может быть определена по формуле Азинмаша, в кВт, за среднеквадратическим значением тангенциальных сил:
     (5.10)
но
     (5.11)
где N0 - потери мощности холостого хода станка-качалки, N0 принимается в размере 5% от общих потерь;
H, s, n - имеют следующие размерности и значения: Dпл = 38м, H = 1800м, s=2,5 м, n=10,51хв-1;
К0 - относительный коэффициент формы кривого вращательного момента на валу электродвигателя;
Величина К0 для станков-качалок с роторным уравновешиванием:
.     (5.12)
Тогда
.
где Ка - поправочный коэффициент, который учитывает влияние деформации штанг и труб на величину среднеквадратичной мощности, принимаем в зависимости от отношения длины хода плунжера к длине хода полируемого штоку, который определяется по формуле:
м (5.13)
где - длина хода точки подвеса штанг, в нашем случае =2,5 м;
– площадь разреза плунжера, см2, в нашем случае (дополнение 6) =11,346см2
– высота подъема нефти, принимается такой же как глубина спуска насоса, так как динамический уровень находится у прийома насоса, тогда =1800м;
– средняя площадь разреза штанг составленных из степеней, определяется:
– площадь поперечного разреза тела насосно-компрессорных труб (дополнение 7), =16,82 мм
– модуль упругости материала штанг, 2,1 (10.6).
Так как то из дополнения 8 принимаем Ка= 0,95.
Для расчета выбираем формулу (5.13), тогда:

То есть, стандартный электродвигатель, который устанавливают на станке-скалке СКБ6-2, 5-2800 ( 20 кВт ), будет удовлетворять условиям (дополнение 9).

5.3 Расчет ременной передачи станка-качалки

Диаметр шкива электродвигателя = 0,253 м; количество оборотов вала ротора электродвигателя за минуту = 1470 хв- 1; диаметр шкива редуктора = 0,900 м;
Для станков-качалок применяется клинопасовая передача, которая имеет такие характеристики:
– тип ремня- В;
– ширина ремня - 24 мм;
– высота ремня - 14 мм;
– максимальное количество ремней - 4;
– длина ремня - 4000 мм
Количество оборотов шкива редуктора определяется по формуле:
(хв- 1),      (5.14)
где = 0,01 - коэффициент скольжения ремня;
– диаметр шкива электродвигателя; в нашем случае = 0,253м;
– количество оборотов вала ротора электродвигателя за минуту; за условием = 1500 хв- 1;
– диаметр шкива редуктора; = 0,900 м.
Отсюда, по формуле (5.14):
хв- 1.
Скорость движения пасов:
м/с.    (5.15)
В клинопасових передачах скорость движения пасов не должна превышать 25 м/с. То есть, такая скорость 19,865 м/с нас полностью удовлетворяет.
Угол вращения меньшего шкива:

    (5.16)
Расчетная мощность кВт, что передается одним пасом, берется из дополнения 10. Для нашего случая она сложит = 10,5 кВт.
Вспомогательный коэффициент для рассчитанного угла обхвата сложит:
.    (5.17)
Минимальное количество ремней рассчитывается за формулой:
,       (5.18)
где - коэффициент, который учитывает режим работы станка-качалки; в данном дипломном проекте принимаем = 0,55.
Тогда:
.
Принимаем =3
Количество перегибов ремней за секунду:
(с- 1).     (5.19)
Учитывая, что значение не должно превышать 40, такие условия нас удовлетворяют.

5.4 Проверка долговечности работы подшипников опоры барабана

Нужная долговечность подшипников: для зубчатых редукторов =10000 часов; нагрузка на подшипник: радиальные нагрузки на опоры вала = = =66929,78 Н; частота двойных ходов =10,51 хв- 1; угловая скорость вала =1,15 советов/с; диаметр цапф вала для подшипников =80 мм
Проверка верности выбора подшипников качения опоры барабану или отклоняющего блока выполняется расчетом долговечности подшипников и сравнением ее с заданной долговечностью.
Анализ условий нагрузки и выбор типорозмиру подшипников. Расчетная схема для подбора и расчета подшипников изображена на рисунку 5.1, на котором указанные направления сил, которые действуют на опоры. Для избранных подшипников имеем следующие значения основных показателей (дополнение 3): базовая статичная грузоподъемность - =96500 Н; базовая динамическая грузоподъемность - =81700 Н.

Рисунок 5.1 - Расчетная схема для подбора и расчета подшипников

Определение расчетной эквивалентной нагрузки на подшипник. Расчетную эквивалентную нагрузку находят по формуле:
,      (5.20)
Где - коэффициент интенсивности (дополнение 4), для тяжелого режима нагрузки : = 0,8;
– расчетная эквивалентная нагрузка на подшипник:
,     (5.21)
где - радиальное и осевое внешние нагрузки на подшипник соответственно; = Н; осевая нагрузка на подшипник отклоняющего блока или же опоры траверса можно принять равным нулю;
, – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки соответственно ;
– коэффициент вращения, если вращается внутреннее кольцо ; если внешнее ;
– коэффициент безопасности (дополнение 5) =1,0;
– температурный коэффициент, если рабочая температура опоры .
Тогда:
Н.
Отсюда:
Н.
Расчетная долговечность подшипника, млн. о.:
      (5.22),
где - коэффициент, который учитывается в том случае, когда надо иметь подшипники повышенной надежности, при 90%-й надежности ;
– коэффициент, который учитывает качество материала деталей подшипника и условия эксплуатации, при обычных условиях работы серийных подшипников для шариковых, кроме сферических ;
– базовая динамическая грузоподъемность, в нашем случае =81700
– показатель степени, для шариковых подшипников для роликових .
Отсюда:
млн о.
Расчетная долговечность подшипника, часами, по формуле
       (5.23)
где - угловая скорость обращения обоймы подшипника
       (5.24)
где - частота двойных ходов колонны насосных штанг =10,51 хв- 1.
Тогда:
советов/с.
Отсюда:
часами
То есть, нужная долговечность подшипников обеспечивается, так как она превышает 10000 часов.

5.5 Определение необходимости применения обвешенного низа колонны штанг
5.5.1 Определение скорости движения жидкости через клапан

Максимальная скорость движения жидкости через отверстие в седле клапана определяется по формуле
(5.25)
где Dпл - диаметр плунжера;
n - число двойных ходов колонны насосных штанг;
s - величина хода устьового штока;
d - величина проходного отверстия глубинного насоса.
м/c
Потом проводим расчет режима движения жидкости соответственно критерию Рейнольда:

За полученным значением Re определяем коэффициент затраты ( в зависимости от типа клапана
Потеря напора в одном клапане определяется как:
, МПа (5.26)

Тогда
Па
Гидравлические опоры в нагнетательных клапанах:
Gнк = nk (P (Fпл - f0), (5.27)
где nk - количество клапанов штангового насоса;
f0 - площадь разреза отверстия клапана.
GHK = nk (P (Fпл - f0) = 1 (324324 (0,0322 - 0,01222) = 298 МПа
Суммарная сила, которая вызывает поздовжний изгиб штанг, определяется как
Gвиг = 0,1 L (pfш + GHK (5.28)
где L - длина колонны штанг;
Тогда
МПа
Момент сопротивления штанг:
W = 0,1 = 0,1 ( 0,0193 = 6,85 (10-7 см4
По величине силы, которая вызывает поздовжний изгиб штанг, находят величину выгибающего напряжения в штангах:
, МПа (5.29)
Тогда
МПа
Если значение (виг будет превышать допустимое Gдоп (400 кг/см2 или 40 МПа), то следует использовать обвешенный низ. В данном же случае применение обвешенного низа не нужно поскольку 30,649 (40 МПа).