Расчетная часть-Расчет РЕДУКТОРА Р–350 и основных узлов станка-качалки UP 9Т 2500 – 3500-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет РЕДУКТОРА Р–350 и основных узлов станка-качалки UP 9Т 2500 – 3500: ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА, Расчет ведомого вала редуктора, Расчет подшипников, Проверка долговечности подшипников, РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ТОЧКЕ ПОДВЕСА ШТАНГ СТАНКА – КАЧАЛКИ, РАСЧЕТ УРАВНОВЕШИВАНИЯ СТАНКА – КАЧАЛКИ, РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ, Расчёт шатуна, РАСЧЕТ ВАЛА – ШЕСТЕРНИ В ПРОГРАММЕ ANSYS-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

4 ТЕХНИЧЕСКИЙ РАЗДЕЛ

4.1 КОНСТРУКЦИЯ, ПРИНЦИП ДЕЙСТВИЯ И ТЕХНИЧЕСКАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА РЕДУКТОРА Р–350

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи – зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. Редуктор Р–350 представляет собой совокупность двух пар цилиндри-ческих шевронных зубчатых передач.
Валы цилиндрических зубчатых передач лежат в плоскости разъема кор-пуса и крышки редуктора. Симметричное расположение зубчатых колес и опор валов относительно продольной оси редуктора обеспечивает равномер-ное распределение нагрузки на валы и подшипники. Валы изготовлены из ле-гированной стали с термообработкой. Смазка зацепления и подшипников ва-лов осуществляется разбрызгиванием масла из масляной ванны.
Опоры ведущего и промежуточного валов выполнены на роликоподшип-никах с короткими цилиндрическими роликами, а ведомого вала – на ролико-подшипниках двухрядных сферических.
На концы ведущего вала насаживаются шкивы тормоза и клиноременной передачи, на выходные концы ведомого – кривошипы, положение которых после определенного срока эксплуатации необходимо менять для перераспре-деления нагрузок на зубья колес, чтобы увеличить общий срок службы ведо-мого вала редуктора. Для этого на обоих концах ведомого вала имеются по две шпоночные канавки.
Двухступенчатый редуктор предназначен для передачи вращательного движения от электродвигателя к преобразующему механизму, посредством ре-менной передачи. При помощи шкивов ременной передачи и зубчатых колец редуктора уменьшается частота вращения кривошипного вала по сравнению с частотой вращения электродвигателя, в результате чего увеличивается враща-тельный момент на кривошипном валу. Частота вращения кривошипного вала равна произведению частоты вращения вала двигателя и передаточных чисел отдельных звеньев трансмиссии.













Рисунок 4.1 – Общий вид редуктора Р–350




Таблица 4.1 – Техническая характеристика редуктора Р–350

Нормальный модуль зацепления I ступень
II ступень 5 мм
6 мм
Количество зубьев шестерни и колеса I ступень
II ступень 14; 60;
16; 102
Угол наклона зубьев   27 ̊52′
Передаточное число  I ступень
II ступень
Общее  1:6,4
1: 5,7
1:36,38
Максимальное число оборотов на ведомом валу   15 об/мин
Максимальный крутящий момент на ведущем валу  35 кН
Емкость масляной ванны  180 л
Чистый вес    2647 кг

4.2 КИНЕМАТИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

Для проектирования механического привода ШСНУ с двухступенчатым цилиндрическим косозубым шевронным редуктором и клиноременной переда-чей принимаются следующие исходные данные:
вращающий момент на ведомом валу редуктора М=35 кН м; 
число оборотов ведомого вала n4=15 об/мин.
Принимаются следующие коэффициенты:
КПД редуктора 1=0,97;
коэффициент потери пары подшипников качения 2=0,99;
КПД ременной передачи 3=0,97.
Общий КПД привода
,       (4.1)
где: η =0,97 – КПД пары цилиндрических колес;
η =0,99 – КПД, учитывающий потери пары подшипников качения;
η =0,97 – КПД открытой цепной передачи;

Требуемая мощность N электродвигателя определяется из выражения
, (4.2)
где: ω4 – угловая скорость ведомого вала,
, (4.3)
рад/с;
кВт.







По требуемой мощности выбираем электродвигатель трехфазный, корот-козамкнутый серии 4АОП, закрытый, обдуваемый с синхронной частотой вращения 1000 об/мин, 4АОП200L6 с параметрами Nдв=55кВт и скольжением S=1,3% (ГОСТ 19523-81).
Номинальная частота вращения nдв=1000 –13=987 об/мин;
угловая скорость (по формуле 3.3)
;
рад/с.
Проверяется общее передаточное отношение привода
, (4.4)
.
что можно признать приемлемым, т.к. оно находится в допускаемом пре-деле значений: для цилиндрического двухступенчатого редуктора возможное значение передаточных отношений U=8...40, для ременной передачи Uр.п.=2...6, Uобщ=Uр × Uр.п.=16...240.
Принимается для редуктора Uр=36,38; для ременной передачи Uр.п.=1,9, передаточное число тихоходной ступени Uб =6,4 и быстроходной ступени Uт =5,7
Вращающие моменты; угловые скорости; число оборотов на валах редуктора.
I вал:
; (4.5)
Нм = 552. 103 Н мм;
1 = эд = 103,3 рад/сек
об/мин.

II вал:
;     (4.6)
М2 = 552 . 1,9 . 0,97 = 1017 Н м;
рад/с;
об/мин.
III вал:
,
где: з.п. .=0,97 – КПД зубчатой передачи,





Нм;
рад/с;
об/мин.
IV вал:
;
Нм;
рад/с;
.
Расчет тихоходной ступени редуктора
Материал вала-шестерни – Ст 40Х с твердостью НВ=290;
материал зубчатого колеса – Ст 40Х с твердостью НВ=260.
Допускаемые контактные напряжения при расчете на выносливость
, (4.7)
для шестерни
;
для колеса
;
Расчетное допускаемое контактное напряжение
Н = 0,45 (Н1+Н2) 1,23 НMin,    (4.8)
Н = 0,45 × (591+536) = 507 МПа 1,23× 536=656 МПа.
Требуемое условие Н 1,23 Н2 выполнено. Дальнейший расчет ведет-ся по материалу колеса. Принимается коэффициент, учитывающий неравно-мерность распределения нагрузки по ширине венца по табл. 3.12
КН =1,22;
коэффициент ширины венца для косозубых колес принимается ва=0,4.
Межосевое расстояние определяется из условия контактной выносливости активных поверхностей зубьев
= , (4.9)
где: К - вспомогательный коэффициент для косозубых передач,
Ка=430;
= мм;
По ГОСТ2185-66 принимается а= 630 мм.




Нормальный модуль зацепления
mn = (0,010,02)× а = (0,010,02)× 630 = 6,3 12,6 мм.
По ГОСТ 9563-60 принимается mn=8мм.
Принимается угол наклона зубьев =28 и определяются числа зубьев ше-стерни и колеса
;
Принимается:
z1 =21; z2 = z1 × Uб= 21 × 5,7 = 120.
Уточненное значение угла наклонов зубьев
, тогда =2841;
Основные размеры шестерни и колеса
диаметры делительные
мм;
мм.
Диаметры вершины зубьев
мм;
мм.
Ширина колеса мм;
Ширина шестерни мм.
Определяется коэффициент ширины шестерни по диаметру
;
определяется окружная скорость колес и степень точности передачи
м/с;
принимается восьмая степень точности передачи.
Коэффициент нагрузки

где: ,
,
- при V=5м/с,
.








4.3 ТЕПЛОВОЙ РАСЧЕТ РЕДУКТОРА

В данном редукторе площадь теплоотводящей поверхности F=3,21 м2 (учитывается площадь днища).
Условие работы редуктора без перегрева
,    (4.10)
где: N1=55 кВт – требуемая для работы мощность;
kt = 17 Вт / (м2 . С ̊ ) – коэффициент теплопередачи;
[ t]= 40 ̊ 60 ̊ - допускаемый перепад температур между маслом и окру-жающим воздухом.
.

4.4 РАСЧЕТЫ НА ПРОЧНОСТЬ

4.4.1 Расчет ведомого вала редуктора

Расчет вала редуктора проводится на кручение по пониженным допускае-мым напряжениям.
Диаметр выходных концов ведомого вала
, (4.11)
мм.
Принимаются диаметры выходных концов ведомого вала dв4 = 160 мм. Диаметр вала под подшипники принимается dп4 = 170 мм. По табл. П.2 при-нимаются подшипники 3435 по ГОСТ 5721-75 в количестве – 2 штук.
Силы, действующие в зацеплении
Определяется окружная сила Ft, действующая в зацеплении
;
радиальная сила Fr с углом зацепления в нормальном сечении и углом наклона зубьев
.
Шевронное колесо представляет собой сдвоенное косозубое колесо, обод которого выполнен с раздвоением венца дорожкой. Вследствие разного направления зубьев на полушевронах осевые силы Fa/2 взаимно уравновеши-ваются и осевая сила Fa = 0.






4.4.2 Расчет подшипников
 
Вычерчиваем расчетную схему нагружения вала (см. рис.2.2).
Определяем реакции опор в горизонтальной плоскости XZ от силы Ft
Н.
Здесь l2=1020 мм – расстояние от центра шевронного колеса до середины подшипника, принятое из конструктивных соображений.
Определяются реакции опор в вертикальной плоскости ХY от радиальной силы Fr
Н.































Рисунок 4.2 – Схема нагружения валов редуктора




Определяется радиальная консольная нагрузка Fк, действующая на вы-ходных концах ведомого вала
.
Определяются реакция опор от консольной силы Fк
(4.12)
Н;

Н.
Определяются суммарные радиальные опорные реакции подшипников:
.
Ввиду уравновешивания осевых сил на полушевронах колеса осевая сила равна нулю Fа =0, поэтому выбираем роликоподшипники радиальные с корот-кими цилиндрическими роликами.
По заданному диаметру dп принимаем роликоподшипник легкой серии:
d=170 мм,   В=86 мм,
D=310 мм,   С= 210 кН.

3.4.3 Проверка долговечности подшипников

Определяем эквивалентную нагрузку для радиального роликоподшипника
RЕ = R r × V × Кб × Кт ,     (4.13)
где расчетные коэффициенты V=1; Кб =1; Кт =1,3;
тогда:
RЕ = 58610 × 1 × 1 × 1,3 = 76198 Н.
Расчетная долговечность роликоподшипника:
,   (4.14)
где: n4 = 15 об/мин;












4.5 ОБОСНОВАНИЕ ВЫБОРА НАСОСНЫХ ШТАНГ И РАСЧЕТ ИХ НА ПРОЧНОСТЬ

Насосные штанги предназначены для передачи возвратно – поступатель-ного движения от балансира станка – качалки к плунжеру насоса. Они изготав-ливаются из круглого проката высококачественной стали (ГОСТ 2590–71). Штанги соединяются между собой муфтами.
Конструирование штанговой колонны предполагает выбор марки матери-ала штанг, определение необходимого числа ступеней, диаметра и длины штанг каждой ступени. Выбранная конструкция колонны должна обеспечить безаварийную работу насосной установки с запланированной подачей и при минимальных затратах.
При проектировании штанговых насосных установок наиболее простым и оперативным является подбор конструкции штанговой колонны по специаль-ным табличкам и программам ЭВМ. В настоящее время наибольшее распро-странение получили таблицы Аз НИПИ нефть, для пользования, которыми необходимо только знать диаметр и глубину спуска скважинного насоса, но при этом штанговая колонна должна рассчитываться на прочность.
В зависимости от коррозийной активности продукции предварительно вы-бирается материал штанг, характеризуемой величиной [σпр].
Если σ пр ≤ 0,75 [σпр] и максимальная нагрузка меньше. ,чем паспортная нагрузка станка – качалки, то окончательно выбирают одноступенчатую ко-лонну. В других случаях проверяется возможность применения двухступенча-той колонны. Колонна соответствует требованиям, если:
0,75[σпр] ≤ δпр ≤ 0,9 [σпр];
и максимальная нагрузка не превышает паспортной нагрузки на станок – качалку. В конкретном случае UР 9Т – 2500 – 3500.
Насосные штанги выпускаются по ГОСТ 13877–80 Е «Штанги насосные и муфты к ним.» Штанги изготавливаются из стали марок: сталь 40; 20Н2М; 30ХМА; 15НЗМА; 15 × 2ИМФ. Так как штанги работают в агрессивной среде, по табл. 48 [4] выбирается сталь 20Н2М коррозионная с [σпр] не более 70 Н/мм2 (или с ТВЧ, σпр = 130 Н/мм2). Штанговая колонна представляет собой гибкую упругую нить, испытывающую во время работы насосов знакопеременные нагрузки. При ходе плунжера вверх колонна погружена максимальной, при ходе вниз – минимальной нагрузкой. Максимальная нагрузка складывается из собственного веса колонны штанг, веса столба жидкости и инерционных уси-лий от движущихся штанг за вычетам силы инерции от массы штанг. Нагрузка на штанги зависит от глубины спуска и диаметра насоса, а также от плотности жидкости.
Для увеличения предельной глубины спуска штанг и уменьшения нагрузки на штанги и станок – качалку принимается двухступенчатая колонна штанг, со-ставленная из штанг неодинакового диаметра.






По таблицам А3 – НИПИ нефть для насоса диаметром 43 мм и глубиной спуска 1138 м принимается двухступенчатая конструкция, состоящая из 41% штанг диаметром 22 мм и 59% - 19 мм.
l19 = = 671 м;
l22 = = 467 м.
Наружный диаметр НКТ – 60 мм.
Материал НКТ – сталь, группы прочности Д. При расчёте пренебрегается потерей веса колонны труб в жидкости, т.к. уровень жидкости в межтрубном пространстве во время работы скважины может быть оттеснён до башмака ко-лонны труб или находится вблизи его. Растягивающие нагрузки, вызывающие напряжение в опасном сечении, равные пределу текучести материала опреде-ляются по формуле:
G = ; (4.15)
где d1 – диаметр трубы по впадинам нарезки в торце первого витка, см;
d1 = 5.74 см,
d2 – внутренний диаметр резьбы в плотности см,
d2 = 5.03 см,
σт – предел текучести материала труб группы прочности Д, МПа;
σт = 379 МПа.
По формуле определяем предельные нагрузки для 60 мм труб
g1 = 3,14 (5,742 – 5,032) ×104×379×106=211×103 Н;
длину НКТ по условиям прочности на разрыв определяем по формуле:
l1 = q1 /ng; (4.16)
где n – коэффициент запаса по отношению к пределу текучести материала, принимаем:
n = 1,5;
g – вес 41 м длины труб с муфтами н/м;
g = 68,7 н/м.
Длина 60 мм труб по формуле:
l1= 211 × 103/1,5 × 68,7 = 2039м, что вполне достаточно, т.к.
l = 1138 м.
Выполняется проверочный расчёт принятой колонны гладких НКТ из ста-ли группы прочности Д на расстройство муфтовых соединений по формуле Яковлева:
Рстр = ; (4.17)





где D – средний диаметр трубы в основной плоскости резьбы
(по первой полной нитке) см;
б – толщина стенки трубы по впадине первой полной нитки, см;
l – полезная длина нарезки (нитка с полным профилем), см;
λ = 60o – угол между гранью нарезки и осью трубы;
φ = 6o – угол трения металла по металлу.
По формуле вычисляем страчивающие усилия для труб 60 мм
Рстр = Н.
Предельная длина труб из стали группы прочности Д из расчёта допусти-мого страчивающего усилия по формуле для 60 мм труб
l1 = = 2019 м > 1138 м.
Проводится расчёт штанг на установленную прочность по формуле при-ведённого напряжения цикла
σпр = ; (4.18)
где σмах – максимальное напряжение цикла;
σмах = Р мах/fшт;
где Р мах – максимальная нагрузка на штанги за цикл действия насоса;
Р мах = ; (4.19)
где Рж – вес столба жидкости;
Рш – вес колонны штанг в воздухе;
dшн –диаметр насоса штанг;
n – число качаний в минуту;
S0 – длина хода плунжера;
φ – доля статического удлинения штанг в суммарном удлинении штанг и труб;
∆L – удлинение колонны штанг отвеса столба жидкости;
ƒшм – площадь поперечного сечения штанг в точке подвеса;
σa – амплитудное напряжение цикла;
σа = (σмах – σмin)/2;









σмin = Рмin /fшн ; (4.20)
где σмin – минимальное напряжение цикла;
∆L = ; (4.21)
где Е – модуль упругости стали; Е = 206 × 103 МПа,
L – глубина спуска насоса ; L = 1138 м;
ƒшср – площадь сечения штанг;
ƒшср = ; (4.22)
где Е1 и Е2 – доли ступеней, из которых состоит колонна штанг;
Е1= 0,59; Е2 = 0,41;
ƒшт 1 = = 283,4 мм2;
ƒшт 2 = = 380 мм2;
тогда,
ƒштср = = 316,45 мм2;
Рж = qh × ƒсм.ж – площадь сечения столба жидкости;
ƒсш.ж = ƒНКТ – ƒштср; (4.23)
где ƒНКТ – площадь поперечно сечения НКТ.
Т.к. в конкретном случае приняты НКТ диаметром 60 мм с толщиной 5 мм, внутренний диаметр НКТ – 50 мм,
тогда,
ƒНКТ = = 1962,5 мм2;
ƒсш.ж = 1962,5 – 316,45 = 146,05 мм2;

Рж1 = 850 × 1646,05 × 10-6 × 640 × 9,81 × 102 = 8784,1 Н;
φ = ; (4.24)
где ƒТ- площадь сечения НКТ;
ƒТ = ; (4.25)
ƒТ = = 863,5 мм2;





φ = = 0,73.
Определяется вес штанг в воздухе:
Ршм = (q22 l 22 + q 19 l 19 ) q; (4.26)
Ршм = ( 3,14 × 467 + 2.35 × 671) × 9,81 = 29,85 × 103 Н.
Подставив полученные значения в формулу (18) получим значение Рмах:
Рмах = 8784,1+29850+0,011 ×0,12×29850× –1,4–0,153+100 = 38811,1Н.
Определяем напряжение в штангах от Рмах:
σмах = = 122,65 Н/мм2.
По формуле определяем амплитуду напряжения в теле штанг за цикл дей-ствия насоса δа:
σа = ; (4.27)
где Рмin – максимальная нагрузка на штанги за цикл действия насоса;
Рмin = ; (4.28)
где Рш – вес колонны штанг в жидкости;
Рш = qш× L ;
где q ш = 21,1 н/м.
Рш = 21,1×1138 = 24011,8 Н;
Определяем Рмin:
Рмin = 24011,8 – 77,03 – 100,0 = 23834,8 Н;
σа равняется:
σа = = 23,7 Н/мм2.
Определяем σпр:
σпр = = 53,87 Н/мм2.
Т.к. [δпр] = 70 Н/мм2, то 0,75 [δпр] = 52,5 Н /м2,
[δпр] = 63 Н/мм2.
Анализируя проверочные расчёты, приходим к выводу, что м.к. соотно-шение
0,75 [δпр] ≤ δ пр ≤ 0,9 [δпр];
52,5 < 53,87 < 60 – выдержано, но выбранная конструкция штанг и их ма-териал выбраны правильно.
Р gon 90.000 Н ( по паспортным данным )
Поэтому условий Рмах < Рgon.
38811,1 Н < 90.000 Н , также соблюдается.



4.6 РАСЧЕТ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ В ТОЧКЕ ПОДВЕСА ШТАНГ СТАНКА – КАЧАЛКИ

Определяем максимальные и минимальные нагрузки в точке подвеса штанг. Максимальную нагрузку в точке подвеса штанг можно определить по различным формулам в зависимости от режима откачки.
Режим откачки:
М = ; (4.29)
где: а – скорость распределения звука в металле , а = 5100 м/с;
h – глубина спуска насоса.
М = = 0,2 < 0,5;
т.е. режим откачки – статический
Максимальная нагрузка по элементарной ( статический) теории определя-ется по формуле:
Рмах = Рж + Ршт ( в + т); (4.30)
где: Рж – вес столба жидкости под плунжером,
Рж = ;
Рж = = 13,8 × 103 Н; (4.31)
Ршт = q22 l22 + q19 × l19; (4.32)
где: Ршт – полный вес насосных штанг,
Ршт = 3,14 × 437 + 2,35 × 683 = 29,2 × 103 Н = 2977 кг.
Нагрузка от веса штанг:
в = = 0,89;
м = – фактор динамичности.






м = = 0,04;
Ршт = 29,2×103 (0,89 + 0,04) = 27,2×103 Н.
Максимальная нагрузка в точке подвеса штанг:
Рмах = ( 13,8 + 27,2) х 103 = 41×103 Н.
Что в точке соответствует паспортные данные:
Рмах = 90 х 103Н.

4.7 РАСЧЕТ УРАВНОВЕШИВАНИЯ СТАНКА – КАЧАЛКИ

За один двойной ход балансира нагрузка на станок – качалку неравно-мерная. Неравномерная нагрузка, действующая на головку балансира, вызы-вает неравномерную работу электродвигателя. Такая неравномерность приво-дит к ускоренному износу узлов станков – качалок и к ненормальному режиму работы электродвигателя. Оптимальный режим его работы будет обеспечен в том случае, если работа, совершаемая двигателем в течение одного двойного хода (при ходе штанг вверх и вниз) постоянно. Постоянство работы двигателя достигается механическим уравновешиванием СК, т.е. противовесами.
Исходя из выбранного режима эксплуатации определяем число и распо-ложение противовесов на кривошипе.
Для этого определяем требуемый уравновешивающий момент:
Мур = S ( Рщт + 0,5 Рж); (4.33)
Мур = 1,5 (27,2×103 + 0,5×13,8×103) = 51500 Нм.
Определяем вес груза, при котором установка будет уравновешена.
При ходе штанг вверх и вниз работа двигателя будет равна:
Ав = ( Рщт + Рж)×S - р×2 R; (4.34)
Ан = - Рщт + р×2 R. (4.35)
Прировнять правые части уравнений получим:
р = ; (4.36)
где: р – вес уравновешенного груза, г;
r – радиус кривошипа, соответствующий принятой длине хода = 1,5 м,
r = 45 см,
R – расстояние от центра кривошипного вала до центра тяжести противо-веса.
= = 32340 Н = 3234 кг.
Вес одного груза равен:
= 825 кг.
Уравновешивание обеспечивается перемещением противовесов по криво-шипу. т.е. изменением радиуса R.





Окончательное уравновешивание и контроль его осуществляют путём контролирования тока, потребляемого электродвигателем. Ток должен быть одинаковым при ходе вверх и вниз. Проверку осуществляют с помощью пере-носного амперметра, называемого амперклещами, работающему по принципу трансформатора рассчитывается по формуле:
Е ≥ 2 × ; (4.37)
где Е – коэффициент, Е = 0,125;
j – сила тока, А

4.8 РАСЧЕТ МОЩНОСТИ ЭЛЕКТРОДВИГАТЕЛЯ

На станка – качалках UР 9Т – 2500 – 3500 установлены асинхронные трёхфазные электродвигатели общего использования, с электродвигателем об-щего пользования, с короткозамкнутым ротором типа АFI.
Для определения мощности установок с большой глубиной подвески и значительным числом ходов можно пользоваться формулой Д.Е. Ефремова:
N = 401×10-6 πД2пл×SnрH ; (4.38)

где: Дпл – диаметр плунжера, м;
S – длина хода полированного штока,
n – число двойных качаний в минуту,
р – удельный вес откачиваемой жидкости, кг/м3,
Н – высота подъёма жидкости, м;
hн - к.п.д. насоса, hн = 0,9;
hск – к.п.д. CR ; hск = 0.82;
h – коэффициент подачи,
R – коэффициент, учитывающий степень уравновешенности станка – ка-чалки, R = 1,2.
N = 401×10-6×3,14×0,0432×1,5×6×868×1130× × 1,2 = 36 кВт.

Nэл. двиг = 36 кВт – мощность электродвигателя.
Согласно паспорта собираем эл. двигатель АСIЕ 36к/ 750е, Nд = 750 об/мин No 36 кВт.












4.9 РАСЧЕТ НА ПРОЧНОСТЬ

4.9.1 Расчёт шатуна

При расчёте будем пользоваться элементарной теорией, принимая откло-нение шатуна от вертикали равных нулю.
Запишем уравнение моментов сил, действующих на балансир, относи-тельно точки О.
Ра – Ршат = О; (4.39)
где: Ра – нагрузка на головку балансира,
Ршат – усилие на шатун.
Подставив значения Ра и решив относительно Ршат, получим:
Ршат (Ршат + Рж + Рi); (4.40)
где: Рi – силы инерции,
Рж – вес жидкости,
Ршт – полный вес штанг.
Подставив значения Рi, получим:
Ршат = (Ршат + Рж) + Ршт (W2r) cos ₤; (4.41)
где: W – угловая скорость кривошипов, w = 0,63;
cos ₤ – угол, cos Оo = 1.
Ршат = ( 13,8×103 + 27,2×103) + 13,8×103× = 66124 Н = 6612,4 кг.
Для хода штанг вниз:
Рщат = Ршт + Ршт cos₤2; (4.42)
Рщат = 13800 + 13800 × = 38924 Н = 3892,4 кг.
Усилие в шатуне при ходе штанг вверх и вниз растягивающие. Необходи-мо иметь виду, что станок – качалка имеет два шатуна, и все найденные усилия в шатуне при ходе штанг вверх и вниз является суммарными для обоих шату-нов.

4.9.2 Расчёт балансира

Балансир находится под действием нагрузки полированного штока Рмах = 90 КН и нагрузки шатуна, уравновешивающий нагрузку штока. От што-ка нагрузка передаётся через головку балансира. Кроме силы Р через головку в точке В балансир действует изгибающий момент создаваемый парой сил Rв и Q.
м = Q × 88,8 – 90 КН × 88,8 см = 7992 кН см.
Рассчитанный изгибающий момент действует на балансир находится в го-ризонтальном положении в зависимости от изменения положения балансира в пространстве изменяется и изгибающий момент достигает в положении отклю-чения балансира от горизонта на 32 30o. Головка балансира занимает предель-ное нижнее положение.




Ммах = 109,6 кНм.
Шатун с балансиром в том положении составляют угол 79o46 ́, сила дей-ствующая на балансир со стороны шатуна направлена вдоль оси шатуна, сле-довательно, направление её определилось. Сила действующая на балансир в точке В равна нагрузке на штоке и направлена параллельно штоку, а баланси-ром составляет угол (90o – 32o30 ́ = 57o30 ́). Составим уравнение равновесия. Плоская система произвольно расположенных сил.
Σх = т×сos 79o46 ́ - Rох + Р сos 57o30 ́= 0;
Σу= - т×sin 79o46 ́ - Rоу + Р sin 57o30 ́= 0;
ΣМо= - т×sin 79o46 ́×250 - Р sin 57o30 ́×210 – м = 0;
Т = = 9000×0,84334×210 + 1096000 = 10934 кг = 109,34 кН;
Rох = Т сos 79o46 ́ + Р sin 57o30 ́ = 10934×0,17761 + 9000×0,5373 = 6777,7 кг;
Т sin 79o 46 + Р sin 57o30 ́= 10934×0,38409 + 9000×0,84339 = 18350,55 кг.
Расчет поперечных сил Q:
участок I Q - = Т сos 10o14 ́ = 10934×0,98403 = 10760 кг.
участок II Q - = - Rоу = 10760 – 18350 = - 6590 кг.
Расчёт изгибающих моментов Мч:
участок I Мч = - Тсos 10o14 ́ при 0 = Мч = 0;
при Х = 250 см. Мч = - 2690 000 кг см.
участок II Мч = - Тсos 10o 14 ́×Х + Rоу ( Х – 250) при Х = 250 см;
при Х = 460 см.
Мч = - 10934×0,98409 + 18350 (460 – 850) = 1096000 кг см.

4.9.3 Расчёт балансира на прочность

δ = ≤ [δи]. (4.43)

Wх = ≥ . (4.44)
Назначим для балки балансира материал сталь 30 выбираем по табл. 15 (справочник – конструктора машиностроителя В.И. Анурьев том 1 стр. 86 «Машиностроение»). 1979 г.
[δи] = 1400 кгс / см2;
Wх = = = 1923 см3.







Принимаем форму поперечного сечения балансира двутавровую сварную конструкцию из листовой стали δ = 16 мм.
Балка двутавровая сварная. Пример геометрические параметры сечения балки близкие к параметрам установленных долголетней практикой

Н = 580 мм.
В = 250 мм.





Рисунок 4.3 – Балка двутавровая сварная

При данных параметрах получаем момент сопротивления балки:
Wх = Wх1 + Wх2 + ...... + Wхn; (4.45)
Wх = = 2305 см3.
Момент сопротивления балки:
Wх = 2305 см3 > 1923 см3 = Wх.
Данное соотношение подтверждает, что балка будет работать с запасом прочности
δдейств. = = = 1301 кгс/ см2;





δдейств. = 1301 < [δ] = 1400 кг/ см2;
запас прочности по допускаемым напряжениям составляет 7% .

4.9.4 Расчёт допускаемой глубины установки насоса в скважине

Н = ;
где: [P] = 90 КН = 9000 кг – предельно допустимая нагрузка на штоке,
Н – предельно допустимая глубина установки насоса,
dнкт – внутренний диаметр НКТ,
Дм – диаметр штанги,
рн – 0,85 г/мс3- плотность нефти,
рш – 7,85 г/см3 – плотность стали штанги.
Производя расчёты получим предельные глубины установки насоса в за-висимости от dнкт и Дш при ≤ 9000 кг.

Таблица 4.2 – Параметры насосно – комперссорных труб

Дш

d нкт
 Значение H, м
 25 22 19
89 1271 1382 1542
73 1557 1722 1977
60 1843 2073 2463
48 2103 2414 2949

Проверка обеспечения установки мощностью привода на выкидном валу привода имеем Мкмах = 35 кНм
Усилие на шатуне:
Рш = ;













отсюда получаем:

Таблица 4.3 – Усилие на шатуне

R
 Р, кг на шатуне Р, кг на шатуне
1 2 3
450
595
740
975
1195 7778
5882
4730
5590
2929 642
4902
3942
2332
2441

Максимальная производительность установки будет обеспечена при уста-новке R мах; НКТ 89; штанги 19;
При этом предел заглубления будет равен = 418 м. Максимальная глубина установки насоса достигается при Rмin ; НКТ 48; шт 19.
По данной мощности привода снизится и нагрузка на балансир
Максимальный изгибающий момент будет равен:
Ми мах = Р×250 = 1778×250 = 194,4 500 кНм;
δдейств. = = 844 кгс/ см2.
при таком направлении можно, оставив неизменёнными геометрические параметры балки, назначить более дешевую сталь – сталь 3 с [Д] = 1100 кг/ см2.
Балка будет работать с запасом прочности – 23%


















Рисунок 4.4 – Построение эпюры




В полном цикле перемещения балансира изгибающей момент изменится всего на 0,4 %, т.е. характер нагрузки можно считать постоянной.

4.10 РАСЧЕТ СВАЙНОГО ОСНОВАНИЯ ПОД СК В УСЛОВИЯХ МУРАВЛЕНКОВСКОГО МЕСТОРОЖДЕНИЯ

4.10.1 Расчёт свайного основания под СК марки «Вулкан»

Ф 168 × 8l = 7 м.
Глубина положения в грунт 6 м. Условно принимаем грунт однородный – песок мягкий.
Расчётное сопротивление под нижним концом добивных свай
R1 = 230 тс/м2.
Расчётное сопротивление на боковой поверхности добивных свай
R2 = 4,2 тс/м2.
Расчёт ведём согласно данных СНИП 2.02.03 – 85 «Свойства фундамента» М.ЦИТП Госстроя СССР 1986 г.
ЕС станка – качалки 12 692 кг.
Согласно СН и 2.01.07. – 85.
Нагрузки и воздействия принимаем коэффициент перегрузки
К1 = 1,2.
Нагрузка с учётом коэффициента перегрузки
Р = 12600×1,2 = 15230 кг.
Вес свайного поля ростверков: 3970 кг.
СН и П 2.01.07 – 85.
Коэффициент перегрузки К2 = 1,05.
Нагрузки и воздействия М. ЦИТП Госстроя СССР 1987 г.
Нагрузка с учётом коэффициента перегрузки:
3970×1,05 = 4170 кг.
Общая нагрузка на основании:
15120 + 4170 = 19400.
Определяем несущую способность сваи из трубы
ф 168 × 8l = 7 м.
Fd = γc ( γc R1Ŝ + Р γс×R2×h×Уск×Усr); (4.46)
где: γc – коэффициент условий работы сваи в грунте = 1,
Ŝ- площадь опирания на грунт сваи,
Р – наружный периметр поперечного сечения сваи,
h – глубина погружения сваи в грунт = 6м.
Уск; Усr – коэффициент условий работы грунта, соответственно под ниж-ним концом и боковой поверхности сваи, учитывающие влияние способа по-гружения сваи на расчётное сопротивление грунта.



Уск = 1; Усr = 1. СНиП 2.02.03 – 85 Свайные фундаменты.
Площадь трубы ф 168×8;
γ = π22= 3,14×0,0842 = 0,022 м2.
Периметр трубы ф 168×8;
Р = πd = 3,14×0,168 = 0,53м.
Так, как свая из трубы имеет открытый нижний конец, несущая способ-ность сваи снижается на коэффициент К3 = 0,8.
Fd = 1×( 1×230×0,022×0,8 + 0,53×1×4,2×6×1) = 5,064 + 13,356 = 17,408 кг.
Определяем расчётную нагрузку, передаваемую на сваю:
N = ; (4.47)
где: n – коэффициент надёжности.
Если несущая способность сваи определена расчётом, в том числе по ре-зультатам динамических испытаний свай, выполненных без учёта упругих де-формаций грунта.
n – 1,4;
N = = 12,43 кг.
Определяем количество свай согласно данного расчёта.
Общая нагрузка на основание
Р = 26,730 кг;
N = 12,430 кг;
= 3 сваи.
В связи с тем, что станок – качалка относится к механизмам с динамиче-скими нагрузками, основание под них должно быть запроектировано таким образом, чтобы обеспечить нормальную работу оборудования, исключить вредные воздействия вибраций на расположенные в близи трубопроводы, кон-струкции, обеспечить допустимый уровень вибраций, соответствующий нор-мам. Рама станка – качалки должна полностью опираться и крепиться к раме ростверка. Исходя из этих соображений, размеров рамы станка – качалки кон-структивно принимаем основание из 10 свай, связанных конструкциями рост-верки.












4.11 РАСЧЕТ ВАЛА – ШЕСТЕРНИ В ПРОГРАММЕ ANSYS























Рисунок 4.5 – Схема рассчитываемого вала – шестерни


4.11.1 Обоснование выбора конечных элементов и их описание

Рассчитываемый узел подвергается воздействию больших осевых нагру-зок.
Первичными переменными, которые вычисляются в ходе конструкционно-го анализа, являются смещения. В дальнейшем, исходя из вычисленных смеще-ний в узлах сетки, определяются напряжения, пластическая деформация. В нашем случае смещение происходит вдоль одной из осей, с одной степенью свободы. Степени свободы не определяются явно, а подразумеваются типами конечных элементов, приложенными к ним.
Конечный элемент SOLID186 удовлетворяет заданным параметрам. Пред-ставляет собой элемент для трехмерного твердотельного моделирования с 20 узлами и хорошо подходит для моделирования импортированных твердотель-ных моделей.
Элемент имеет три степени свободы и может использоваться при модели-ровании пластичности, гиперупругости, ползучести, больших деформаций, а также имитации почти несжимаемых материалов и полностью несжимаемых гиперупругих материалов.
В случае моделирования гиперупругих материалов, направление напря-жения и деформации всегда определяются относительно глобальной декарто-вой системы координат.
Характеристики элемента SOLID186.
1. Количество узлов – 20 (I, J, K, L, M, N, O, P, Q, R, S, T, U, V, W, X, Y, Z, A, B).
2. Реальные константы – нет.
3. Степени свободы - 3 (OX, OY, OZ).
4. Предназначен для моделирования: пластичности, гиперупругости, вязкоупругости, вязкопластичности, ползучести, придания жесткости, боль-ших смещений, большой деформации, ввода начального напряжения, автома-тический отбора технологии элемента, рождения и смерти.
5. Свойства материала.
EX – модуль упругости в направлении OX;
EY – модуль упругости в направлении OY;
EZ – модуль упругости в направлении OZ;
ALPX – коэффициент теплового расширения в направлении OX;
ALPY – коэффициент теплового расширения в направлении OY;
ALPZ – коэффициент теплового расширения в направлении OZ;
PRXY – коэффициент поперечного сжатия в плоскости X-Y;
PRYZ – коэффициент поперечного сжатия в плоскости Y-Z;
PRXZ – коэффициент поперечного сжатия в плоскости X-Z;
DENS – плотность материала;
GXY – модуль сдвига в плоскости X-Y;
GYZ – модуль сдвига в плоскости Y-Z;
GXZ – модуль сдвига в плоскости X-Z;
DAMP – демпфирование.



Рисунок 4.6 - Геометрическая форма конечного элемента SOLID186

Из рисунка видно, что направления выходных напряжений параллельны системе координат элемента. При работе с SOLID186 необходимо учитывать следующие допущения.
1. Элемент не должен иметь нулевого объема, а также искривлен так, чтобы образовывалось два отдельных объема.
2. Смещение края с удаленной средней вершиной происходит линейно, а не параболически.
3. Следует использовать, по крайней мере, два элемента в каждом из направлений.
4. Трансформирование элемента в четырехгранник, клин или пирамиду должно использоваться с предостережением. Размеры элемента должны быть относительно малы, чтобы минимизировать градиенты напряжений.
Основная идея метода конечных элементов состоит в том, что любую ве-личину - температуру, давление или перемещение можно аппроксимировать дискретной моделью, которая строится на множестве кусочных непрерывных функций, определенных на конечном числе подобластей. Кусочные непрерыв-ные функции определяются с помощью значений непрерывной величины в ко-нечном числе точек, рассматриваемой области. При построении дискретной модели непрерывной величины, поступают так:
1) в рассматриваемой области фиксируется конечное число точек. Эти точ-ки называются узловыми или узлами.
2) значение непрерывной величины в каждой узловой точке считается пе-ременной, которая должна быть определена.




3) область определенных непрерывных величин разбивается на конечное число подобластей – элементы. Они имеют общие узловые точки и в совокуп-ности аппроксимируют форму области.
4) непрерывная величина, аппроксимируемая по биному, которая опреде-ляется с помощью узловых значении этой величины.
Преимущества и недостатки метода:
1  свойства материалов смежных элементов могут быть разные;
2 методом можно пользоваться не только для областей с хорошей формой границы;
3 размеры элементов могут позволить более тщательно исследовать от-дельные зоны разбития;
4 с помощью метода конечных элементов не представляет труда рассмот-реть с разрыв поверхностью нагрузкой, а также смешанных граничных усло-вий;
5 необходима научная машина.
Классификация конечных элементов может быть проведена в соответствии с порядком полиномиальным полем этих функций, при этом рассматриваются