Расчетная часть-Расчет привода штангового глубинного насоса Уралтрансмаш ПШГН8-3-4000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет привода штангового глубинного насоса Уралтрансмаш ПШГН8-3-4000: Кинематический расчет станка-качалки, Расчет кинематики по элементарной теории, Расчет кинематики по уточнённой теории, Расчёт балансира на прочность, Расчет опоры скольжения, Расчет по критерию износостойкости, Расчет по критерию теплостойкости-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

3 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1 Кинематический расчет станка-качалки [2].

Рисунок 3.1 - Принципиальная схема кривошипно-корамыслового механизма
Известные величины по ТУ3-8629651-010:
- длина хода S=3 м;
- длина переднего плеча балансира К1=2,5 м;
- длина заднего плеча балансира К=3,5 м;
Определяем длину кривошипа из соотношения
(3.1)
Определяем длину шатуна из соотношения
(3.2)



3.1.1 Расчет кинематики по элементарной теории

Элементарная теория отличается простотой и даёт наглядную картину скоростей и ускорений в звеньях станка-качалки [15].
Элементарная теория основана на двух допущениях:
- точка D (Рис. 3.1) , соединение шатуна с задним плечом балансира со-вершает гармонические колебания, что записывается в виде
, (3.3)
- точка D движется по прямолинейному пути, а не по дуге, т.е. пренебре-гаем кривизной пути точки D, что записывается в виде
, (3.4)
Ход точки D - точки подвеса штанг к балансиру определяется в зависи-мости от отношения плеч балансира К и К1.
, (3.5)
, (3.6)
, (3.7)
где ω - угловая скорость кривошипа;
φ - угол от 0° до 360°.
Результаты расчётов в таблице 3.1.

3.1.2 Расчет кинематики по уточнённой теории

Недостаток элементарной теории - значительные расхождения по факти-ческому значению S,V,W по сравнению с реальными механизмами.
Уточнённая теория учитывает изменение закона движения балансира в результате конечной длины шатуна. Однако при этом пренебрегают кривиз-ной траектории т. D, принимая её прямолинейной, что запишется.
; , (3.8)
При этом значения перемещения, скорости и ускорения точки D будут рассчитываться по формулам:
, (3.9)
, (3.10)
, (3.11)
Результаты расчётов в таблице 3.2.

3.1.3 Точная теория

При значительной длине хода невозможно пренебречь кривизной пути точки D, в этом случае необходимо использовать точную теорию.
Истинное значение скоростей и ускорений точки сочленения балансира с шатуном (точка D), можно получить, если рассматривать станок-качалку как плоский шарнирный четырёхзвенник, у которого три звена подвижные OA, AB, BD и одно неподвижное O1O (линия, соединяющая ось качания баланси-ра с осью кривошипа).
При этом учесть, что проекция точки D совершает не гармонические ко-лебания, а движется по дуге радиусом O1D.
Значения скорости и ускорения точки D по точной теории можно полу-чить аналитическим способом и графоаналитическим способом. Результаты расчётов в таблице 3.3.
Таблица 3.1 - Результаты расчетов по элементарной теории
Элементарная теория
α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
S 0 295,41 1102,5 2205 3308 4114,6 4410 4115 3308 2205 1102,5 295,4 0
V 0 1384,7 2398,4 2769,5 2398 1384,7 0 -1385 -2398 -2769 -2398 -1385 -0
W 3478 3012,4 1739,2 0 -1739 -3012 -3478 -3012 -1739 0 1739,2 3012 3478

Таблица 3.2 - Результаты расчетов по уточненной теории
Элементарная теория Уточненная теория
α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
S 0 364,32 1309,2 2480,6 3514 4183,5 4410 4183 3514 2480,6 1309,2 364,3 0
V 0 1804,5 2818,2 2769,5 1979 965,01 0 -965 -1979 -2769 -2818 -1804 -0
W 4696 3621,2 1130,5 -1217 -2348 -2404 -2261 -2404 -2348 -1217 1130,5 3621 4696

Таблица 3.3 - Результаты расчетов по точной теории
Точная теория (планы скоростей и ускорений)
α 0 30 60 90 120 150 180 210 240 270 300 330 360
Vаб 1,165 0,44 0,34 0,06 0,42 0,84 1,165 1,06 0,72 0,22 0,7 1,18 1,165
Vб 0 0,84 1,08 1,12 0,78 0,36 0 -0,44 -0,6 -1,02 -1,16 -0,8 0
W 2,64 1,43 0,8 -0,76 -1,42 -2,2 -1,26 -1,12 -1,12 -1,06 0,84 2,04 2,64

Определяем кинематический показатель:
, (3.12)
В соответствии с ГОСТ-ом m не должен превышать 1,62, что удовлетво-ряет полученному кинематическому показателю.
На основе рассчитанных данных построены следующие графики измене-ния: перемещения, скорости, ускорения за цикл рисунок 3.2 , рисунок 3.3 , рисунок 3.4 соответственно.

Рисунок 3.2 - Графики перемещения

Рисунок 3.3 – Графики скорости

Рисунок 3.4 - Графики ускорения

3.2 Расчёт балансира на прочность

В качестве материала балансира будем использовать сталь конструкци-онная углеродистая качественная 40, у которого предел прочности σв=830 МПа, предел текучести σт=685 МПа.
Конструкция и размеры основного сечения балансира в соответствии с ГОСТ 8240-97 показаны на рисунке 3.5.
Проведём прочностной расчёт балансира по наибольшим нормальным напряжениям, возникающим в его поперечном сечении. Момент сопротивле-ния сечения швеллера по ГОСТ 8240-97 равно 761 см3. Следовательно, вы-бранное сечение балансира будет иметь момент сопротивления сечения см3.
Исходные данные для определения максимальной нагрузки в точке подвеса штанг: глубина спуска насоса L = 1500 м, диаметр скважинного насоса Dн = 38 мм, динамический уровень Нд = 700 м, диаметр насосных штанг Dшт = 19 мм, диаметр НКТ Dнкт = 48 мм
Определим значение максимальной нагрузки, действующей в точке под-веса штанг с учетом статических ( , ) и инерционных нагрузок ( ).
(3.13)
где - усилие от веса колонны штанг, Н;
- усилие от веса столба жидкости, Н
инерционные силы от веса штанг и веса столба жид-кости
(3,14)
где - удельный вес штанг (7,85 г/см3)
- площадь штанг, м2,
- глубина спуска,м

(3.15)
где: Нд - расстояние до динамического уровня от устья скважины;
Fп - полная площадь плунжера насоса;
γж - удельный вес добываемой жидкости.

(3.16)
где WB – ускорение точки подвеса штанг на пути SB
m - коэффициент, учитывающий состояние проточных каналов, который определяется из следующего выражения:
(3.17)
где FT - площадь живого сечения подъёмных труб.


Расчет балансира проведем по номинальной нагрузке в точке подвеса штанг Н.

Рисунок 3.5 - Поперечное сечение балансира
Определяем значение кратковременного действия нагрузки :
, (3.18)
где μм - кратность мгновеннодействующей нагрузки, μм=1,5÷2;

Определяем кратковременно действующий момент:
(3.19)

Максимальное кратковременно действующее напряжение в опасном се-чении будет:
(3.20)

Запас прочности определяется по формуле:
(3.21)

Определяем запас прочности балансира в случае пластической деформа-ции:
(3.22)
.
Проверим балансир на действие переменных нагрузок:
Н
(3.23)
(3.24)


Следовательно:

(3.25)

Среднее напряжение цикла σm и амплитуды σa определяем по формулам:
(3.26)
(3.27)


Определяем значение коэффициента (Кσ)о [11]:
(3.28)
где Кσ=1,5; εσ=0,9; βσ=0,6;

Определяем (σа)э:
(3.29)

Определяем запас выносливости:
(3.30)
где σ-1 – предел выносливости;

Очевидно, что полученный запас прочности обеспечит надежную работу балансира.
При расчете усилия в шатуне будем пользоваться элементарной теорией, принимая отклонения шатуна от вертикали равным нулю, а также пренебре-гая силами трения и весом деталей станка качалки. [14].
Усилие в шатуне и в шарнирном соединении шатуна с кривошипом определится исходя из условия .
(3.31)
Подставив значение РНОМ и решая относительно Рш, получим

Н
Нагрузка Pш равномерно распределяется между шатунами т. е.
Н.


3.4 Расчет опоры скольжения

3.4.1 Расчет по критерию прочности

Целью расчета подшипников скольжения является установление допу-стимых значений основных критериев работоспособности [9]: среднее давле-ние (контактное напряжение) , скорость скольжения , интенсив-ность изнашивания , а также необходимо определить ограничения по температурам .
Подшипник работает в условиях сухой смазки при малой скорости скольжения. При таких условиях можно с большой надежностью и достовер-ностью использовать в расчете исходные механические и геометрические ха-рактеристики подшипника. При проектировочном расчете исходными дан-ными являются действующая нагрузка Р =57400,число полных циклов (мак-симальное число качаний головки балансира) = 12 мин-1, диаметр цапфы пальца d =80мм геометрические размеры самого подшипника. Кроме этих величин известными являются температура окружающей среды, вид нагруз-ки.




b = 44 мм
dСФ = 130 мм


Рисунок 3.7 – Сферический подшипник скольжения
Расчет по критерию прочности заключается в обеспечении необходимой прочности подшипника, материал ко¬торого подвергается объемному сжатию под действием нагрузки. За критерий прочности или несущую способность подшип¬ника принимают среднее давление (контактное напряжение) [6].
1) Статическая несущая способность (контактное давление) определяется из условия отсутствия остаточных деформаций и разрушения антифрикцион-ных элементов.
Критерий прочности определяется зависимостью:
, (3.28)
где - предельно допускаемое давление для выбранного материала подшипника = 18 – 25 МПа.
, (3.29)
где S - расчетная площадь контакта, условно принимаемая равной
площади проекции подшипника,
N - эквивалентная радиальная (нормальное) нагрузка, действующая
на подшипник.
, (3.30)
где - длина подшипника (верхнего кольца), мм;
- диаметр сферического подшипника (диаметр внутреннего
кольца), мм.

, => условие выполняется.
Величина предельно допускаемого давления для каждого материала определяется экспериментально и характеризует начало катастрофического разрушения, сопровождающегося интенсивным износом при неизменной принятой скорости скольжения. Как показывают испытания, с увеличением скорости скольжения предельно допускаемое давление падает в основном из-за повышения температуры в зоне контакта и изменения, вследствие этого, физико-механических свойств материала. Поэтому несущая способность подшипника ограничивается также предельно допускаемой скоростью сколь-жения .
2) Величина для каждого материала также определяется эксперимен-тально и наряду с характеризует его антифрикционные свойства. Для нормальной работы подшипника необходимо соблюдение условия
, (3.31)
где - предельно допускаемая скорость, = 2 – 4 м/с.
Среднюю скорость скольжения в контакте определим по формуле:
, (3.32)
где - угол качания, град.
В условиях вращающейся относительно подшипника нагрузки угол ка-чания будет составлять 3600 [6].

Рисунок 3.8 - Кинематическая схема
- угол качания (колебания); - полный угол качания (цикл).

мм/с
, => условие выполняется.


3.4.2 Расчет по критерию износостойкости

Расчет на долговечность по износу путем использовании закономерно-стей процесса изнашивания во времени [9].
1) Число ожидаемых циклов определяется по формулам:
или , (3.33)
где - путь трения скольжения, см;
- допустимый износ, см;
- средняя интенсивность изнашивания трущихся материалов.
Выразим интенсивность изнашивания по пути трения скольжения и по времени зависимостями: , и , где h – износ; - интенсивность изнашивания (по пути трения); - интенсивность изнашивания (по времени).
Из указанных соотношений можно получить выражения:
или .
Время работы выразим зависимостью .
Используя параметры интенсивности изнашивания материала и допусти-мого износа, найдём ожидаемое время работы:
, (3.34)
Надежное прогнозирование долговечности опоры главным образом за-висит от правильного определения интенсивности изнашивания материалов , которая в реальных условиях эксплуатации определяется в диапазоне . На рисунке 3.9 представлена область зависимости интен-сивности изнашивания от среднего давления.

Рисунок 3.9 – Область зависимости интенсивности изнашивания от среднего давления
Допустимый износ определяется экспериментально исходя из условий эксплуатации. Для металлокерамики, пропитанной маслом мм.
Таким образом, получим:
часов = 853 дня

Коэффициент трения скольжения по экспериментальным данным умень-шается с ростом давления и температуры, и увеличивается с ростом скорости скольжения.









3.4.3 Расчет по критерию теплостойкости

Нормальный тепловой режим при установившейся работе подшипника обеспечивает стабильность физико-механических свойств материалов пары трения и геометрических размеров подшипника и является основным факто-ром надежности, долговечности и необходимого срока службы [9].
Тепловой расчет шарнирного подшипника в установившемся режиме осуществляется на основе уравнения теплового баланса:
(3.35)
где - количество теплоты, выделяющееся в шарнире в единицу времени;
- количество теплоты, отводимое наружным кольцом;
- количество теплоты, отводимое внутренним кольцом;
- количество теплоты, отводимое через весь узел во внешнюю среду.
Количество теплоты, выделяющееся в результате работы силы трения в единицу времени:
(3.36)
где - сила трения, Н;
- тепловой эквивалент механической энергии, ккал /(Н м).
(3.37)
Тепло, выделившееся в подшипнике без смазки, может быть отведено во внешнюю среду через корпус подшипника и вал в случае, если материалы вала и подшипника обладают высокой теплопроводностью. Поскольку теп-лоотвод через корпус подшипника значительно выше, чем через вал, то в расчете ограничиваются вычислением теплоотвода через корпус. Такой же расчет производят, когда шейка вала выполнена из материала с низкой теп-лопроводностью. Если же вкладыш подшипника толстостенный и выполнен из материала, плохо проводящего тепло, то отводимое тепло рассчитывают через вал.
Количество тепла, отводимое через корпус подшипника, в общем виде находят по формуле
(3.38)
где - коэффициент теплопередачи, ккал/(м2ч0С);
- температура рабочей зоны подшипника, 0С;
- температура окружающей среды, 0С;
- площадь поверхности той части длины вала (м2), которая распо-ложена по обе стороны от подшипника и принимается (34) d.
Коэффициент теплопередачи при охлаждении корпуса подшипника воз-духом, для не обдуваемых подшипников принимается k=814 ккал/(м2ч0С)
При установившемся режиме и отводе тепла из рабочей зоны подшипни-ка через вал, температура в рабочей зоне подшипника определиться следую-щей формулой: подставляя в формулу (3.8) значения величин из формул (3.9), (3.10) (3.11), получим
(3.39)

0С
0С

Далее сравниваем температуру tП с предельно допустимой температурой [t] для выбранного материала так, чтобы выдерживалось соотношение:
(3.40)
Для материала подшипника (металлокерамика, пропитанная маслом) принятого в этом проекте [t] от минус 400С до 800С.

, ( - 14,210С – 65,780С) (- 400С – 800С) => условие выполняется.
Ввиду того, что результаты расчета подшипника удовлетворяют услови-ям, обеспечивающим надежную работоспособность. Срок службы опоры со-ставляет более 800 суток, что больше, чем нормативный срок службы редук-тора до первого капитального ремонта. В результате сферический подшип-ник скольжения можно рекомендовать в качестве альтернативы стандартному подшипнику качения. Затраты на обслуживание сферического подшипника скольжения по сравнению с подшипниками качения меньше по причине пре-имуществ первого.