Расчетная часть-Расчет Сопла для выхода жидкой фазы центрифуги MI-Swaco 518HV-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет Сопла для выхода жидкой фазы центрифуги MI-Swaco 518HV: Расчет резьбового соединения, Расчет цилиндрической части ротора, Расчет конической части ротора-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

6 Техническое предложение

 В результате изучения устройства центрифуги, сравнения её с аналогами, а также изучения статей, в которых описывались проблемы при эксплуатации центрифуг, и проведения патентного поиска мной разработан ряд мероприятий по улучшению работы центрифуги, повышению её ремонтопригодности и энергоэффективности. А, именно, согласно авторского свидетельства No2428259, было принято решение о применении новой конструкции сопла для выхода жидкой фазы к центрифуге MI-Swaco 518HV. Данная конструкция поможет снизить потребление энергии на 20%. Она позволит преобразовать и использовать часть кинетической энергии отводимой из барабана жидкости таким образом, чтобы она способствовала вращению барабана. Установка сопел приведет к уменьшению скорости движения отводимой жидкости и, соответственно, к снижению общей потребляемой энергии. Также данная конструкция предотвратит налипание частиц бурового раствора на кромку выходного отверстия, которое приводит к повышению уровня воды в барабане центрифуги, и как следствие повышению влажности выходящей твердой фазы.

Рисунок 6.1 – Сопло для выхода жидкой фазы

 Вторым мероприятием будет улучшение ремонтопригодности центрифуги путем разработки новой системы крепления втулок для выхода твердой фазы. Так в существующем варианте крепления для демонтажа втулки необходимо разбирать торцевую часть барабана центрифуги. Для разборки необходимо снимать шкив привода барабана и разбирать опорный подшипник со стороны привода барабана, а также подвешивать барабан центрифуги. Это занимало много времени и надолго останавливало технологический процесс. Новая же конструкция крепления втулок позволит сократить время ремонта приблизительно 4 часа, тем сам сократится время простоя оборудования при ремонте центрифуги.


Рисунок 6.2 – Втулка выхода твердой фазы










 7 Расчетная часть

 7.1 Расчет резьбового соединения

 Согласно модернизации большие втулки выгрузных отверстий для твердой фазы согласно чертежам крепятся при помощи четырех шпилек M8, а малые четырех шпилек М6. Произведем расчет резьбовых соединений.
 Шпилька M8 имеет полную метрическую резьбу и имеет следующие характеристики:
1. диаметр 8мм;
2. шаг резьбы 1,25мм;
3. номинальная площадь поперечного сечения 36,6мм2
4. класс точности шпильки 5,8 (ГОСТ 1759.0-89)
 Шпилька M6 имеет полную метрическую резьбу и имеет следующие характеристики:
1. диаметр 6мм;
2. шаг резьбы 1 мм;
3. номинальная площадь поперечного сечения 20,1 мм2
4. класс точности шпильки 5,8 (ГОСТ 1759.0-89)
 В результате эксплуатации барабан центрифуги развивает скорость до 3000 об/мин и создает прижимное усилие до 2000g в цилиндрической части барабана и до 700g в конической части барабана. Конструкции необходимо выдержать данную нагрузку, действующую на шпильку вдоль оси.
 Масса втулки равна

  , (7.1)
где   - диаметр втулки м,
  - диаметр крепежного кольца м,
  - толщина стенки втулки м,
  - толщина стенки крепежного кольца м,
  - длина втулки м,
  - длина крепежного кольца м,
  - плотности втулки и крепежного кольца кг/м3.

 Масса паронитовой прокладки имеющей внешний диаметр 70мм, а внутренний 40 с 4мя отверстиями под шпильки составляет 0,01кг.
 Рассчитаем массу большой втулки

 Учитывая массу паронитовой прокладки получаем общую массу большой втулки 0,255кг.
 Рассчитаем массу малой втулки

  Учитывая массу паронитовой прокладки получаем общую массу большой втулки 0,141кг.
 При максимальной частоте вращения и прижимной силе 700g, действующей в конической части барабана получаем растягивающую нагрузку конструкции:

  , (7.2)
где m – масса конструкции,

 Получаем для большой втулки

 

 Соответственно для малой втулки

 

 Так как втулка присоединена к корпусу на 4 шпильки, то растягивающая сила на каждую шпильку будет составлять 420,6 Н для большой втулки и 242,1 Н для малой втулки.
 Условие прочности по напряжению растяжению стержня имеет вид

  (7.3)
где  F – растягивающая нагрузка, Н,
 А – площадь поперечного сечения болта по резьбе, мм2.
  - допускаемое напряжение растяжения.

 Рассчитываем для шпильки М8

  ,
 Предел текучести для шпильки класса точности 5,8 составляет 500 Н/мм2. Запас прочности [s] при динамической нагрузке равен 6,5. Рассчитаем допускаемое напряжение растяжения.

  , (7.4)
где   - предел текучести, Н/мм2
  - коэффициент запаса.

 Получаем

  .

 Сравниваем допустимое напряжение растяжения с рассчитанным напряжение растяжения.

  (7.5)
 

 Условие выполняется.
 Рассчитываем для шпильки М6

  ,

 Предел текучести для шпильки класса точности 5,8 составляет 500 Н/мм2. Запас прочности [s] при динамической нагрузке равен 6,5. Рассчитаем допускаемое напряжение растяжения.
 Получаем

  .

 Сравниваем допустимое напряжение растяжения с рассчитанным напряжение растяжения.

 
 

 Условие выполняется.
 Далее произведем расчет на смятие резьбы из условия прочности резьбы по напряжениям смятия.

Рисунок 7.1 – Напряжения и силы в резьбовом соединении

,   (7.6)
где  F – усилие, действующее на резьбовое соединение.
 z – число витков резьбы в гайке.

 Рассчитаем число витков резьбы в гайке по формуле

    
  , (7.7)
где  H – высота гайки, м.
 S – шаг резьбы, м.
 
 Нормальная стандартная высота гайки равна 0,8d, в нашем случае для шпильки М8 6,4 мм. Таким образом число витков резьбы равно

  .

 Напряжение смятия равно

 

 Для стали 40ХН ГОСТ 4543-81 = 135 МПа.

  (7.8)
  
 Условие выполняется.
 Аналогично рассчитаем для шпильки М6. Высота гайки равна 4,8 мм. Таким образом число витков резьбы равно


 
 То есть 4 полных витка.
 Напряжение смятия равно

 

 Для стали 40ХН ГОСТ 4543-81 = 135 МПа.

 
  
 Условие выполняется.
Произведем расчет резьбы шпилек на срез.
Расчет напряжения среза резьбы определяется формулой

          

где   - растягивающее усилие,
- диаметр резьбы,
- высота рабочей части резьбы,
- коэффициент полноты, равен 0,75
- коэффициент, учитывающий изменение деформации витков по высоте гайки, равен 0,6.
Подставляем данные в формулу и получаем

.

Значение предела прочности на срез определяем исходя из предела текучести для шпильки М8, пр.5.8, сталь 40ХН он будет равен 390МПа.
Предел прочности на срез определяется по формуле

    (7.9)      
Таким образом,



В результате расчета полученное значение не превышает допустимое значение резьбы шпильки на срез.

  .
 
 Аналогично рассчитаем для шпильки М6, класс прочности 5.8, сталь 40ХН. Напряжение среза



 Предел прочности на срез



В результате расчета полученное значение не превышает допустимое значение резьбы шпильки на срез.

  .

Крутящий момент действующий на шпильку при затяжке ключом рассчитывается по формуле

     (7.10)  
где   =0,13 – затяг со смазкой.
Получаем значение крутящего момента



Определяем напряжение кручения при затяжке

.   (7.11)  
Подставляем ранее полученные значения

.

Допустимое напряжение кручения в шпильке из стали 40ХН равно 294
МПа. Проверка резьбы шпильки М8 на смятие выполняется.
 Аналогично рассчитываем для шпильки М6.
Получаем значение крутящего момента



Определяем напряжение кручения при затяжке

.

Допустимое напряжение кручения в шпильке из стали 40ХН равно 294
МПа. Проверка резьбы шпильки М8 на смятие выполняется.

7.2 Расчет цилиндрической части ротора

Методика полного расчета на прочность ротора центрифуги предусмотрена РД 26-11-17-88. Проводим поверочный расчет, который в конечном итоге предполагает определение толщины элементов ротора стенок, днища, бортов.
Роторы центрифуг находятся под воздействием совместного нагружения центробежными силами и давлением жидкости, а вблизи сопряжений обечайки с днищем и бортом и днища со ступицей действуют напряжения от краевых сил и моментов, возникающих в сопряжениях.
В общем случае в стенке обечайки возникают напряжения окружные t, осевые s и радиальные r. Наименьшее из них радиальное r, сжимающее напряжение на внутренней поверхности обечайки. По абсолютной величине оно равно давлению рц от центробежных сил. Наибольшие значения имеют окружные напряжения t. Осевое напряжение s обусловлено действием давления от центробежных сил на дно и борт ротора. Эта величина имеет некоторое среднее значение. Величиной радиального напряжения в расчетах пренебрегают, считая r=0. Расчет ведут по третьей теории прочности (по наибольшим касательным напряжениям). Тогда

экв=1-3 (7.12)
где  1 и 3 максимальные и минимальные главные напряжения, МПа.

Для ротора центрифуги

1=t, 3=r=0 (7.13)

и тогда

экв=t. (7.14)

Условие прочности принимает вид

t<[], (7.15)
где [] - допускаемое напряжение для материала ротора (сталь 12Х18Н10Т).

[]=360 МПа.

Будем исходить из того, что ротор заполнен только одним осадком. Тогда порядок расчета следующий.
1. Давление на стенку ротора:

рц=13,710-4n2оcD2, (7.16)
где  n – число оборотов ротора,
оc – плотность осадка,
D – диаметр барабана,
- коэффициент прочности.

Произведем расчет

рц =13,710-43000211000,4220,761=1,8 МПа.

2. Распределенная центробежная сила от собственной массы обечайки ротора

q=27,410-4мsn2(D+s), (7.17)
где  м плотность материала ротора, кг/м3.,
s – толщина обечайки ротора, м.

q=27,410-47 8001110-330002(0,42+1110-3)=911,9 кН.

 3.Окружное напряжение t по уравнению Лапласа

ss/R1+ts/R2=-Z, (7.18)
где  R1 и R2 главные радиусы кривизны срединной поверхности ротора, м;
Z проекция внешней распределенной нагрузки на ось, нормальную к срединной поверхности.

Для цилиндрического ротора R1=, a R2=(D+s)/2. Тогда

=рц+q, (7.19)

а с учетом ослабления тела барабана ротора

t= . (7.20)
t= =69,9 МПа.

4. t=69,9 МПа<[]=360 МПа. Условие прочности выполняется.
 Исполнительная толщина стенки ротора с учетом компенсационной прибавки на коррозию и эрозию составит

sи=s+c, (7.21)
где  с прибавка на компенсацию коррозии, м.

Она определяется из равенства

с=Псл, (7.22)
где  сл срок службы машины, в годах (10÷15 лет);
П скорость коррозии в мм/год . При П0,05 принимают с=1 мм.

sи=11+1=12 мм.

6. Толщину плоского борта или днища определяется из соотношения

sд=1,5sи=1,512=18 мм. (7.23)

7. Толщина цилиндра ротора в месте стыка с днищем и бортом

sст=(1,1÷1,15)sи=1,12512=13,5 мм. (7.24)
7.3 Расчет конической части ротора

Произведем расчет инимально необходимой толщины сплошного конического ротора согласно формулы

 sк= , (7.25)
где  0 – напряжение в конической обечайке от центробежных сил инерции собственных масс, Па;
 = – коэффициент (ж – плотность центрифугируемого продукта, кг/м3, – плотность материала ротора, кг/м3);
 к= – коэффициент (Rк, rк – внутренний радиус соответственно широкого и узкого краев конического ротора, м);
  – половина угла раствора конуса.

Согласно чертежу Rк,=0,21 м; rк=0,1 мм; =8. Тогда

= =0,131
к= =0,16.

Напряжение в конической обечайке от центробежных сил инерции собственных масс

0=1,1210-6gRк2n2=1,1210-67 8009,810,21230002=34 кПа.

Тогда минимально необходимая толщина стенки равна

sк= =0,1 мм.

 Конструктивно принимаем толщину стенки конической части равной толщине цилиндрической части

 sк=sи=12 мм.

 7.4 Расчет изменения потребляемой энергии и производительности сопел жидкой фазы.

 Согласно произведенной модернизации мы получим то, что часть кинетической энергии отводимой из барабана жидкости будет преобразована и использована таким образом, чтобы она способствовала вращению барабана. Это приведет к уменьшению скорости движения отводимой жидкости и, соответственно, к снижению общей потребляемой энергии. На рисунке 4.2 представлена схема изменении потока жидкости на выходе из центрифуги после модернизации.


Рисунок 8.2 – Отвод жидкости до и после модернизации

Общий расход энергии шнековой осадительной центрифуги непрерывного действия слагается из мощности: N_1- на сообщение кинетической энергии сливу (фугату) и осадку, выбрасываемым из машины; N_2 - на преодоление сил трения при транспортировании осадка внутри машины; N_3 - на преодоление вредных сопротивлений в машине.
Мощность затрачиваемая на сообщение кинетической энергии сливу фугату значительно изменилось. После модернизации кинетическая энергия фугата теперь сообщает дополнительную мощность.
Мощность в кВт, затрачиваемая на сообщение кинетической энергии сливу и осадку, которые выбрасываются из барабана центрифуги:

〖 N〗_1=n^2 [Q_т (1+b/100) R_к^2+Q_сл^в+R_сл^2 ]∙10^(-9), (7.26)
где R_к - радиус расположения окон для выгрузки осадка из барабана центрифуги, м.

〖 Q〗_сл=Q_п (100-b-B_с)/(100-b-B_ф ) , (7.27)
где B_с - концентрация твердого вещества в суспензии в % масс;
b - влажность осадка в % масс;
〖 B〗_ф - содержание твердой фазы в фугате в % масс.

Производительность центрифуги в кг/ч по сухому твердому веществу:

〖 Q〗_т=Q_п B_с/100 , (7.28)
где Qп – Производительность центрифуги, равная 36 кг/час.

 Рассчитаем

〖 Q〗_т=36 20/100=7,2 кг/час

〖 Q〗_сл=36 (100-30-20)/(100-30-5)=27,7 кг/час

 Производительность модернизированных сопел рассчитываем по формуле

Q=wV, (7.29)
где  w – площадь живого сечения, м2,
V – скорость потока жидкости, м/с.

Согласно чертежам получаем размеры сопел 21х26мм, учитываем количество сопел – четыре, а также согласно рисунка 8.2 скорость потока жидкости 10м/c. Рассчитываем производительность.

м3/с.

Производительность в час получаем

м3/час.

Учитывая плотность бурового раствора, получаем производительность сопел 72 кг/час. Таким образом, мы видим, что производительность модернизированных сопел удовлетворяет условию необходимой производительности слива центрифуги.
Рассчитать изменение затрачиваемой энергии по существующим формулам невозможно. Установить изменение затрачиваемой энергии можно только благодаря экспериментальным данным. Такие эксперименты проводились компанией Alfa Laval, в результате которых было установлено, для больших центрифуг с соотношением длины и ширины барабана 3:1 и более снижение потребления электроэнергии составило 20-22%. Соотношение длины и ширины в центрифуге MI-Swaco CD 518 HV составляет более трех, и, согласно экспериментальным данным мы считаем, что уменьшение энергопотребления в модернизированной центрифуге составит 20%.