Расчетная часть-Расчет Станка-качалки СКД6-2,5-2800-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет Станка-качалки СКД6-2,5-2800: Расчет ступенчатых колонн насосных штанг, Расчет и подбор необходимой мощности приводного электродвигателя, Расчет клиноременной 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 контрольной работе станков-скалок) и удельному весу нефти γ = 0,91 т/м3 находятся между собой в таких зависимостях:
       (5.1)
но
,      (5.2)
где = 2,587кг - 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 процентной 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 СКД6 возможными стандартными значениями S и находим за формулой соответствующее значение n.
Площадь перереза 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 подбора оптимального режима работы определим для этих режимов максимальное значение нагрузки в точке подвески штанг за формулой:
,    (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 в штангах = 22 мм будет:
,    (5.6)
где м2 - площадь перереза 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, что 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:
мин- 1.     (5.9)
Следовательно после предыдущих расчетов мы имеем следующие параметры работы станка диаметр плунжера Dпл=38 мм; глубина скважины H=1800 мм; длина хода устьевого штока s=2,5 м; частота ходов головки балансира n=10,51 мин- 1.

5.2 Расчет и подбор необходимой мощности приводного электродвигателя

Диаметр плунжера Dпл=38 мм; глубина скважины H=1800 мм; длина хода устьевого штока s=2,5 м; частота ходов головки балансира n=10,51 мин- 1.
Мощность электродвигателей для станков-качалок может быть определена за формулой АзИнМаша, в кВт, за среднеквадратичным значением тангенциальных сил:
     (5.10)
но
     (5.11)
где N0 - потери мощности холостого поступь 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=10,51мин-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 за формулой,:
м (5.13)
где - длина хода точки подвеса штанг, в нашем случае =2,5 м;
– площадь перереза плунжера, см2, в нашем случае [31, дополнение 6] =11,346см2
– высота подъема нефти, принимается такой же как глубина спуска насоса, так как динамический уровень находится у приема насоса, тогда =1800м;
– средняя площадь перереза штанг составленных из степеней, определяется:
– площадь поперечного перереза тела насосно-компрессорных труб (дополнение 7), =16,82 мм
– модуль упругости материала штанг, 2,1 (106.
Так как то из [31, дополнение 8] принимаем Ка= 0,95.
Для расчета избираем формулу (5.13), тогда:

То есть, стандартный электродвигатель, который устанавливают на станке-качалке СКД6-2, 5-2800 (20 кВт), будет удовлетворять условиям [31, дополнение 9].

5.3 Расчет клиноременной передачи станка-качалки

Диаметр шкива электродвигателя = 0,253 м; количество оборотов вала ротора электродвигателя за минуту = 1470 мин- 1; диаметр шкива редуктора = 0,900 м;
Для станков-скалок применяется клиноременная передача, которая имеет такие характеристики:
– тип ремня- В;
– ширина паса - 24 мм;
– высота паса - 14 мм;
– максимальное количество пасов - 4;
– длина паса - 4000 мм
Количество оборотов шкива редуктора определяется за формулой:
(мин- 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 мин- 1;
– диаметр шкива редуктора; = 0,900 м.
Отсюда, за формулой (5.14):
мин- 1.
Скорость движения пасов:
м/с.    (5.15)
В клиноременных передачах скорость движения пасов не должна превышать 25 м/с. То есть, такая скорость 19,865 м/с нас полностью удовлетворяет.
Угол обхвата 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 мин- 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 типоразмера 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 [31, 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 за формулой:
,      (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 роликовых .
Отсюда:
млн об.
Расчетная долговечность подшипника, часами, за формулой
       (5.23)
где - угловая скорость обращения обоймы подшипника
       (5.24)
где - частота двойных ходов колонны насосных штанг =10,51 мин- 1.
Тогда:
советов/с.
Отсюда:
часами
То есть, нужная долговечность подшипников обеспечивается, так как она превышает 10000 часов.