Расчетная часть-Расчет цементировачного насоса Т-9-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет цементировачного насоса Т-9: РАСЧЁТ ПОЛЕЗНОЙ МОЩНОСТИ И К.П.Д. НАСОСА, РАСЧЁТ ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ, РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ, ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ КОРОБКА, ЦИЛИНДРОВАЯ ВТУЛКА, ШТОК НАСОСА, КЛАПАН НАСОСА, РАСЧЁТ НАТЯГА РЕЗЬБЫ ГАЙКИ-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

2 РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ


За прототип принимаем насос 9Т. Хотя насос Довольно стар, он до сих пор применяется во многих организациях.
Исходные данные:
Предельное давление – 27 МПа.
Подача насоса: Qmax = 0,023 м3/с;
Qmin = 0,0034 м3/с;
Диаметр поршня: D=0,1м;
Длина поршня: l=0,15;
Диаметр штока: d=0,065м;
Длина штока: l=0,7м

2.1 РАСЧЁТ ПОЛЕЗНОЙ МОЩНОСТИ И К.П.Д. НАСОСА

Приводная мощность насоса [1]:

  (2.1)
где P – предельное давление нагнетания, МПа;
Q – производительность при предельном давлении, м3/c.




Полезная мощность насоса:

(2.2)
где N П – приводная мощность, Вт;
η – общий КПД насоса.
 Общий КПД насоса:
(2.3)
где ηо – объёмный КПД насоса, ηо = 0,95;
ηг – гидравлический КПД, ηг = 0,95;
ηм – механический КПД.

Механический КПД:
(2.4)
где η1м – КПД трансмиссионного вала на опорах качения, η1м = 0,98;
η2м – КПД зубчатой передачи,η2м = 0,98;
η3м – КПД ползуна и кривошипно-шатунного механизма,η3м = 0,94;
η4м – КПД уплотнения штока и поршня,η4м = 0,97;
η5м – КПД коренного вала на опорах качения,η5м = 0,97.








2.2 РАСЧЁТ ДАВЛЕНИЯ НАГНЕТАНИЯ
Подача насоса:
Qmax = 0,023 м3/с;
Qmin = 0,0034 м3/с.

С изменением мощности изменяется и давление:
(2.5)
(2.6)




2.3 РАСЧЁТ НА ПРОЧНОСТЬ


2.3.1 ГИДРАВЛИЧЕСКАЯ КОРОБКА

Гидравлические коробки насосов, так же как и цилиндры, рассчитывают на прочность как толстостенные сосуды [2].
Наружный радиус цилиндра определяют:

  (2.7)
где rн – радиус наружной поверхности, мм;
rвн – радиус внутренней поверхности, примем 250 мм;
p – максимальное давление, МПа;
σz – предельное напряжение растяжение, для стального литья σz = 550 МПа.



Обычно толщину стенки по конструктивным и технологическим соображением не делают менее 20 мм, следовательно rн примем 270 мм.

Напряжения в стенках цилиндров при проверочных расчётах определяется:

(2.8)



2.3.2 ЦИЛИНДРОВАЯ ВТУЛКА

Проверка цилиндровых втулок производится по внутреннему диаметру, т. к. напряжение больше на внутренней поверхности. Проверяем втулку при максимальном давлении.
Наружный радиус втулки определяют:

  (2.9)
где rн – радиус наружной поверхности, мм;
rвн – радиус внутренней поверхности, примем 50 мм;
p – максимальное давление, МПа;
σz – допускаемое напряжение растяжение, для стального литья σz = 750 МПа.



Напряжения при проверочных расчётах определяется по формуле 2.8:



Цилиндровая втулка изготавливается из стали 65Г, для которой sТ = 750МПа. Цилиндровые втулки не рассчитываются на выносливость, т. к. втулка изнашивается по внутреннему диаметру быстрее, чем может наступить ее усталостное разрушение.


2.3.3 ШТОК НАСОСА

Шток насоса рассчитывается на сжатие и продольную устойчивость.
Усилие сжатия штока:

(2.10)
где D – диаметр поршня, D = 0,1 м;
l – длина поршня, l = 0,15 м.

Максимальные переменные сжимающие напряжения:
, (2.11)
где fш – площадь сечения штока, м2;
d – диаметр штока, d = 0.065м.


Коэффициент запаса статической прочности:



Условие выполняется.
Шток изготовлен из стали 40Х sт = 750 МПа.
Коэффициент запаса прочности по выносливости:

(2.12)
где s-1с – предел выносливости на сжатие, для стали 40Х s-1p=1000МПа;
Kσ – эффективный коэффициент концентрации напряжений, Kσ = 2.



Условие выполняется.
Расчет штоков на продольную устойчивость ведётся по уравнениям Эйлера. Устойчивость определим на длине самого штока. При расчёте шток рассматривается шарнирно закреплённым с двух сторон. Радиус инерции сечения:
     (2.13)
где J – момент инерции, м4.




Определим гибкость стержня:
     (2.14)
где l – длина штока, l = 0.7 м.


Условие выполняется - значит расчёт ведут по Ф. Ясинскому, пользуясь эмпирическими формулами:
(2.15)


Запас устойчивости штока из углеродистой стали:


Запас устойчивости штока принимается равным n = 2÷7.
2.3.4 КЛАПАН НАСОСА
Проверим клапан на стук:
(2.16)
где Dk = 105мм и D0 = 75мм – диаметры клапана и отверстия седла;
α = 450 – угол между осью клапана и посадочной поверхностью, град.



Стука не возникает.
Расчёт тарели клапана ведётся на изгиб как пластины, опирающейся по периметру. Усилие, действующее на тарель, равно произведению максимального давления на площадь тарели:
    (2.17)

Усилие, действующее перпендикулярно к посадочной поверхности тарели:
     (2.18)

Усилие, действующее вдоль посадочной поверхности:
      (2.19)

Определим площадь контактной поверхности тарели:

    (2.20)

Нормальное напряжение в тареле от сжатия:
      (2.21)

Касательное напряжение в тареле:
      (2.22)








3. ПРЕДЛАГАЕМОЕ УСОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ КОНСТРУКЦИИ НАСОСА

3.1. СУТЬ МОДЕРНИЗАЦИИ

Предлагаемая модернизация насоса 9Т заключается в следующем:
Была модернизирована гидрокоробка цементировочного насоса «9т». До модернизации гидрокоробки проблема заключалась в том, что при замене всасывающего клапана, который находится в нижней части гидрокоробки, приходилось снять нагнетательный клапан, лобовую крышку, отвернуть шток и вынуть шток насоса вместе с поршнем. После этого можно снять всасывающий клапан Данная замена всасывающего клапана является трудоёмкой работой. Время проведения работы и ее сложность увеличивается при сильных морозах.
Данную проблему можно избежать, если всасывающий клапан будет сниматься не через нагнетательный клапан, а в сторону приёмного коллектора. Тогда, чтобы снять всасывающий клапан, нужно снять приёмный коллектор и выкрутить гайку, которая будет подпирать этот клапан. При данной модернизации упрощается операция замены клапана.


Рис.3.1. Гидравлический узел цементировочного насоса до модернизации

Рис.3.2. Гидравлический узел цементировочного насоса после модернизации

Рис.3.3.Модернизированная клапанная коробка.


3.2 РАСЧЁТ НАТЯГА РЕЗЬБЫ ГАЙКИ

Определим вращающий момент, необходимый для преодоления трения на опорной поверхности гайки:

    (2.23)
где f0 – коэффициент трения на опорной поверхности гайки, f0 = 0.2;
d2 – средний диаметр резьбы, d2 = 36.5 мм;
F3 – сила затяжки, F3 = 9500 H.



Определим момент, необходимый для создания силы затяжки и преодоления трения в резьбе:

    (2.24)
где ρ – угол трения в резьбе, ρ = 6...10°;
ψ – угол подьёма резьбы, ψ = 2.6°.



Определим требуемый момент силы, прилагаемый к гайке при затяжке:

    (2.25)