Расчетная часть-Расчет насоса цементировочного агрегата ЦА-320А-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет насоса цементировочного агрегата ЦА-320А: Расчет штока, Расчет цилиндровой втулки внутренним диаметром 100 мм, Расчет поршня, Выбор материалов для деталей перемешивающего устройства, Подбор и расчет привода, Расчет вала перемешивающего устройства на прочность, Расчет вала перемешивающего устройства на виброустойчивость, Расчет лопасти мешалки на изгиб, Подбор и расчет муфты, Оценка технологичности конструкции изделия-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

4. Техническое предложение

Успех работ по цементированию определяется множеством факторов, но основным фактором качества является герметичность обсадной колонны и герметичности цементного кольца за колонной. Для этого необходимо на протяжении всего процесса цементирования поддерживать однородность и плотность тампонажного раствора, а также непрерывную подачу его в затрубное пространство в случае отказа оборудования и внештатных ситуаций.
Для достижения этой цели, принял решение о дополнительной установке в мерный бак двух перемешивающих устройств с лопастными насадками, привод которых будет осуществляться от электродвигателей необходимой мощности.
Это позволит цементировочному агрегату ЦА-320А осуществлять набор цементного раствора в мерные баки, объемом до 6 м^3, исключив выпадение в осадок элементов цементного раствора, а также осуществлять рециркуляцию раствора для набора необходимой плотности.
Благодаря данной модернизации мы можем сократить количество техники при цементировании скважин, нет необходимости использования установки сместительно – осреднительной (УСО).
Данная модернизация цементировочного агрегата ЦА-320А снизит возможность прерывания процесса цементирования и уменьшит риск дополнительных затрат. Кроме того, увеличится качество цементного или бурового раствора за счет постоянного механического и динамического перемешивания, что позволит получить в итоге более качественный цементный камень и как следствие увеличение качества самого цементирования.



5. Расчетная часть

В данном разделе представлены общие расчеты насоса цементировочного агрегата ЦА-320А, а также расчеты модернизации, установленного оборудования – перемешивающего устройства.

5.1 Расчет штока

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [10].
Штоки (Рисунок 5) цементировочных насосов двухстороннего действия должны иметь высокую твердость поверхности для уменьшения износа и большую прочность сердцевины. Поэтому их изготавливают из цементуемых легированных сталей. Для нашего случая выбираем сталь марки 20ХН3А. Характеристика стали 20ХН3А представлена в таблице 3.



Рисунок 5 – Шток насоса

Таблица 3 – Характеристика стали 20ХН3А
Марка: 20ХН3А
Заменитель: 20ХГНР, 20ХНГ, 38ХА, 15Х2ГН2ТА, 20ХГР
Классификация: Сталь конструкционная легированная, хромоникелевая.
Применение: Шестерни, валы, втулки, штоки, силовые шпильки, болты, муфты, червяки и другие цементуемые детали, к которым предъявляются требования высокой прочности, пластичности и вязкости сердцевины и высокой поверхностной твердости, работающие под действием ударных нагрузок и при отрицательных температурах.
Прочностные характеристики:
- предел прочности
- предел текучести
Длина штока зависит от длины хода поршня и насосе 9Т составляет
0,8-0,9 м, принимаем длину штока равной 0,88 м.
Диаметр штока находится в пределах , принимаем диаметр штока равным 70 мм., т.к для насосов с давлением на выходе более 20 Мпа применяют штоки с конусами 5HP, для которого начальный диаметр равен 70 мм.
Шток насоса рассчитывается на устойчивость и усталость (при растяжении—сжатии). В расчетной схеме рассматривается стер¬жень, находящийся, с одной стороны, в заделке и подвергнутый, с другой стороны, действию осевого усилия. Средняя опора (саль¬ник) при этом не учитывается.
Площадь поршня определяем по формуле[10]:
(5.1.1)
где d – внутренний диаметр цилиндровой втулки, равный d=100 мм.

Определим максимальное усилие, действующее на поршень при сжатии[10]:

(5.1.2)
где k – коэффициент запаса, учитывающий вероятность превышения давления в случае несработки предохранительного клапана k=1,2;
– коэффициент уплотнения штока и поршня, = 0,97;
- максимальное рабочее давление =32МПа;
F – площадь втулки, F = 0,00785 м2.
МПа.
Расчету на усталость подвергаются утонченные участки штока, такие как канавки для выхода резца для нарезки резьбы 1-1, 2-2 (рисунок 5.1).


Рисунок 5.1 – Опасные сечения штока
Проверяем сечение 1-1:
мм.
Напряжение сжатия в сечении[10]:

(5.1.3)
где Рс – максимальное усилие, действующее на поршень при сжатии.
МПа.
Запас прочности на сжатие по пределу текучести[10]:
,
(5.1.4)
где σт - предел текучестиж;
σсж - напряжение сжатия в сечении.

Согласно таблице 5 установим, что при диаметре проточки 55 мм должная прочность обеспечивается, поскольку для повторно переменных нагрузок n составляет от 3 до 15.

Таблица 5 – Ориентировочные значения коэффициента запаса прочности
Вид материала Характер нагрузки Коэффициент запаса прочности


Пластичный Статическая 2,4 – 2,6
 Ударная 2,8 – 5,0

Хрупкий Повторно-переменная 3,0 – 15,0
 Статическая 3,0 – 9,0

Проверяем сечение 2-2:
где d = 41 мм.
Напряжение сжатия в сечении:
МПа.
Запас прочности на сжатие по пределу текучести:

Должная прочность обеспечивается, поскольку для повторно переменных нагрузок n составляет от 3 до 15.
Штоки бурового насоса рассчитывают на продольную устойчивость
по критическим напряжениям. С этой целью определяется гибкость штока[10]:

(5.1.5)
где l = 0,88 м – длина штока;
i = - радиус инерции сечения штока.

.
Так как <105, критическое напряжение определим по следующей формуле[10]:
МПа. (5.1.6)
где коэффициент запаса прочности для штоков должен быть больше 2;

(5.1.7)
f - Площадь сечения штока;
Рс – сила сжатия штока;
- критическое напряжение.
м2
, что>2.
Значит, такое сечение штока удовлетворяет условию обеспечения прочности.

5.2. Расчет поршня

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [14].
Поршень (рисунок 5.2) состоит из стального сердечника и одной или двух съемных или привулканизированных к нему резиновых манжет.





Рисунок 5.2 - Поршень
Наружный диаметр "губы" манжеты в свободном состоянии должен быть на 2 - 3 мм больше внутреннего диаметра втулки; длина конической части "губы" манжеты составляет 25-27 мм при общей длине поршня 135-150мм.
Конструктивно, исходя из размеров втулки, для насосов с давлением свыше 20 МПа, принимаем номер конуса 5НР.
 
5.3 Расчет цилиндровой втулки внутренним диаметром 100 мм

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [10].
Цилиндровая насосная втулка (рисунок 5.3) является одним из основных сменных элементов поршневой группы цементировочного насоса.


Рисунок 5.3 – Цилиндровые втулки
Она предназначена для изменения подачи и давления при работе поршней в среде промывочной жидкости. Цилиндровая втулка представляет собой сменный рабочий цилиндр насоса.
Так, для повышения стойкости цилиндровых втулок, изготовляющихся из стали 40Х, внутреннюю поверхность втулок закаливают ТВЧ на твердость HRC=56-64 и шлифуют.
Предел прочности для данной стали будет равен,
По известному внутреннему диаметру втулки мм, определим минимально допустимую толщину стенки цилиндрической втулки для рабочего давления МПа. [10]

(5.3.1)
где - внутренний диаметр втулки;
- предел прочности материала;
- рабочее давление для которого ведем расчет.

Следовательно, толщина стенки цилиндровой втулки равна: мм.
Принимаем толщину стенки равной 4 мм.
Длину втулки принимаем равной длине хода поршня S=250 мм. В целях предотвращения задиров резиновых уплотнительных колец поршня о кромки торцов втулки и выхода уплотнения за втулку, конструктивно увеличиваем длину втулки до 350 мм.
После сборки насоса необходимо проводить опрессовку на максимально рабочее давление, в нашем случае максимально давление составляет МПа.
По таблице 6 выбираем коэффициент опрессовки согласно максимальному давлению.

Таблица 6 – значения коэффициента опрессовки [10]
Рабочее давление, кгс/см2 Коэффициент, Ω

До 200 1,50
от 200 до 560 1,40
от 560 до 650 1,30
свыше 650 1,25

При давлении атм., коэффициент опрессовки составляет 1,40.
Рассчитаем давление опрессовки[10]:
атм. (5.3.2)
Выполним проверку достаточности толщины стенки при давлении опрессовки, округляя его до значения 450 атм. Для этого воспользуемся формулой Барлоу [10]:


(5.3.3)


где - предел прочности материала;   
t – толщина стенки втулки;
- внешний диаметр втулки;
- давление опрессовки.

Поскольку толщина стенки равная 2,25 мм выдержит давление опрессовки, следовательно, толщина стенки равная 4 мм, полученная выше допустима.

5.4 Выбор материалов для деталей перемешивающего устройства

Материалы, выбранные для деталей и сборочных единиц, должны обеспечить надежность аппарата и мешалки в работе и экономичность в изготовлении.
При выборе материала необходимо учитывать рабочую температуры в аппарате, давление и коррозионную активность рабочей среды. Учитывая эти условия, выбираем материал марки 12X18H10T для вала перемешивающего устройства, изготавливаемого из электросварной трубы, и лопастей, изготавливаемых из листовой стали.

5.5 Подбор и расчет привода

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [20].
Определение мощности потребляемой приводом[20]:

, (5.5.1)

где Nэл.дв. – мощность, потребляемая приводом, кВт;
Nвых. – мощность, потребляемая на перемешивании, кВт;
= 0,91...0,99 - К.П.Д. подшипников, в которых крепится вал мешалки;
=0,99 - К.П.Д., учитывающий потери в компенсирующих муфтах;
=0,85...0,97 - К.П.Д. механической части привода;
=0,96...0,98 - К.П.Д., учитывающий потери мощности в уплотнении;



Чтобы определить необходимый стандартный по мощности двигатель, нужно рассчитать пусковую мощность:

(5.5.2)


Выбираем необходимый стандартный по мощности двигатель – 5,5 кВт.

5.6 Расчет вала перемешивающего устройства на прочность

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [16].
При работе вал мешалки испытывает, главным образом, кручение. Расчётный крутящий момент с учётом пусковых нагрузок определяется по формуле[16]:
(5.6.1)
где kд – коэффициент динамической нагрузки kд=1,2;
ω - угловая скорость вала мешалки, рад/с.


где n – частота вращения вала мешалки, об/мин.


Полярный момент сопротивления сечения кольцеобразного вала в опасном сечении определяется по формуле[16]:
(5.6.2) где
Принимаем d1 = 0,09 м, d=0,06 и по формуле (5.7.1) получим:

Прочность вала обеспечивается при выполнении условия прочности на кручение[16]:
(5.6.3) где [τ]KP – допускаемое напряжение на кручение, Па.

Допускаемое напряжение на кручение определяется по формуле[16]:

[τ]KP = 0,5[σ]. (5.6.4)
Для проектируемого вала, изготовленного из электросварной трубы, выбираем сталь 12Х18Н10Т.
Допускаемое напряжение для данной стали, [σ] = 182 МПа
(см. таблицу 1 в [16] ) составляет:
[τ]КР = 0,5 · 182 · 106 = 91 · 106 Па.

Напряжения сдвига возникающие в поперечном сечении вала:

Данное значение не превышает допускаемого значения [τ]КР = 73 МПа.

5.7 Расчет вала перемешивающего устройства на виброустойчивость

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [16].
Должно выполняться условие[16]:
, (5.7.1)
где ωкр – критическая угловая скорость вала,
ω – угловая скорость вала,

Определение критической угловой скорости вала,
(5.7.2)
где mв – относительная масса вала, м;

Относительная масса вала[16]:



Определим значение k[16]:


где Е = 2,2∙105 – модуль упругости для материала вала;
I – момент инерции поперечного сечения вала, м4;
e – Эксцентриситет массы мешалки


Определение момента инерции поперечного сечения вала[16]:
(5.7.5)

Определим значение e:



Проверяем выполнение условия:

Данное условие выполняется.

5.8 Расчет лопасти мешалки на изгиб

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [20].
Определение расстояния от оси до точки приложения равнодействующей сил, действующих на лопасти[20]:

(5.8.1)
где R – радиус лопасти мешалки;

(5.8.2)
где r – радиус ступицы;
r = 0,157 м.

Определяем значение равнодействующей силы

, (5.8.3)
где Tкр – крутящий момент на валу;
z = 8 – количество лопастей мешалки
r0 – расстояние до точки приложения равнодействующей сил, мм;

Изгибающий момент у основания лопасти[20]:

(5.8.4)

Из условия прочности необходимый момент сопротивления лопасти равен[20]:

, (5.8.5)
где W – необходимый момент сопротивления, мм3;
М – изгибающий момент у основания лопасти, Н∙мм;
 – допускаемые напряжения изгиба, МПа.  = 52,1МПа.



Для лопасти прямоугольного сечения фактический момент сопротивления поперечного сечения лопасти в месте присоединения её к ступице равен[20]:
. (5.8.6)

Расчетная толщина лопасти[20]:




W ≤ Wф – условие выполняется.

5.9 Подбор и расчет муфты

Расчет произведен в соответствии с методикой, представленной в литературе [22].

В данном приводе установлена фланцевая муфта. Она применяется для соединения строго соосных валов. Муфта состоит из двух полумуфт, имеющих форму фланцев. Полумуфты насаживают на концы соединяемых валов и стягивают болтами. Полумуфта соединена с валом призматической шпонкой.
Фланцевые муфты обеспечивают надежное соединение валов, могут передавать большие моменты и дешевы по конструкции.
Для диаметра вала 90 мм подбираем муфту:
Диаметр муфты 163 мм;
Крутящий момент не более 1000 Н∙м;

Муфты, выбранные по диаметру вала при эскизной компоновке аппарата, проверяются на нагрузочную способность по условию[22]:

ТРМ =ТКР /(η2·η3)≤Тном, (5.9.1)

где ТРМ - расчетный крутящий момент на участке вала под муфту, Н·м;
η2 – КПД подшипников;
η3 – КПД уплотнения;
Тном – номинальный крутящий момент для выбранного типоразмера муфты, Н·м.

Для выбранной муфты Тном = 1000 Н·м, для торцевого уплотнения
η3 = 0.99, η2 = 0,99 [22, таблица Ж11, с.188]

ТРМ = 659.9 / 0,99 ·0,99= 673,3 Н·м ≤ 1000 Н·м

Условие на нагрузочную способность муфты (5.9.1) выполняется.

5.10 Оценка технологичности конструкции изделия

Оценку ТКИ проводим по методу учета масс. При использовании данного метода учитывают трудоемкости в изготовлении и ремонте по сравнению с проектируемым изделием и аналогом. [17]

Исходные данные:
Трудоёмкость цементировочного агрегата, нормо-час 720
Масса цементировочного агрегата ЦА-320А, кг  21135
Проектная масса модернизированного ЦА-320, кг   21435
Срок службы, лет   8

Определим трудоёмкость, достигаемую при проектной массе нового цементировочного агрегата по методу учета масс[17], нормо-час:



где ТА – трудоёмкость изделия-аналога, нормо-час;
kМ – коэффициент различия масс;
m – масса нового изделия, кг;
mА – масса изделия-аналога, кг;

Определим коэффициент различия масс:





Трудоёмкость, достигаемая при проектной массе нового оборудования нормо-час:



Определим удельную материалоёмкость, отнесённую к производительности агрегата и сроку службы по формуле[17]:



где Q – производительность цементировочного агрегата, л/c;
С – срок службы, лет.


Удельная материалоёмкость базового цементировочного агрегата при одинаковой производительности будет составлять:



Удельная материалоёмкость модернизированного цементировочного агрегата будет составлять:



Вывод: при проведении модернизации, незначительно увеличилась трудоёмкость и материалоёмкость.