Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
622 Расчетная часть-Расчет насоса цементировочного агрегата ЦА-320А-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважинID: 176799Дата закачки: 19 Января 2017 Продавец: lesha.nakonechnyy.92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы) Посмотреть другие работы этого продавца Тип работы: Диплом и связанное с ним Форматы файлов: Microsoft Word Описание: 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 Комментарии: 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. Размер файла: 244,1 Кбайт Фаил: (.rar)
Скачано: 2 Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! Некоторые похожие работы:К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет насоса цементировочного агрегата ЦА-320А-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
Вход в аккаунт: