Все разделы / Нефтяная промышленность /


Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы

(730 )

Расчетная часть-Расчет вертикального шламового насоса ВШН-150-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

ID: 176819
Дата закачки: 19 Января 2017
Продавец: leha.se92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы)
    Посмотреть другие работы этого продавца

Тип работы: Диплом и связанное с ним
Форматы файлов: Microsoft Word
Сдано в учебном заведении: ******* Не известно

Описание:
Расчетная часть-Расчет вертикального шламового насоса ВШН-150: Прочностной расчет вала, Проверка долговечности подшипников до модернизации, Проверка долговечности подшипников после модернизации, Расчет лабиринтного уплотнения, Анализ вала в программе COSMOSXpress, Анализ вала насоса ВШН - 150-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Комментарии: 4 РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

Для оценки эффективности предложенной ранее модернизации, т.е., увеличения ресурса работы насоса ВШН 150, проводятся расчеты подшипников, лабиринтного уплотнения, а также прочностной расчет вала.

4.1 Прочностной расчет вала

Для того чтобы рассчитать вал на прочность, необходимо определить вращающий и изгибающий моменты, для определения которых, в свою очередь, необходимо знать значение приводной мощности. Начать расчет можно с определения гидравлической мощности нужно:
Вт, (4. 1)
где ρ – плотность перекачиваемой жидкости, кг/м3;
g – ускорение свободного падения;
Н – напор насоса, м;
Q – подача насоса, м3/с.


Приводная мощность определяется следующим образом:
Вт, (4.2)
где η – полный КПД насоса (для ВШН-150 составляет 57%).







Вращающий момент составит:
Н (4.3)
Учитывая то, что при перегрузках момент может вдвое превышать расчетный, выбираем для соединения вала насоса с валом электродвигателя муфту упругую втулочно-пальцевую, рассчитанную на крутящий момент 500 Н*м и имеющую наружный диаметр 170 мм, диаметр отверстия под вал 45 мм. Максимальная несоосность валов Δ при монтаже может достигать 0,3мм. Радиальная жесткость выбранной муфты. Ср. составляет 6000 Н/мм. Радиальную силу Fк, вызванную смещением Δ можно определить по соотношению:
Н (4.4)
При монтаже вала насоса возникает радиальное усилие в опоре скольжения, вызванное погрешностями сборки. Кроме того, на рабочее колесо также действуют радиальные нагрузки. Суммарное значение этих сил не превышает 2000 Н, а точкой приложения этой силы можно считать центр посадки рабочего
колеса.
Зная силы, приложенные к концам вала, а также размеры вала, можем построить эпюру моментов (рисунок 4.1)

Рисунок 4.1 – Эпюра моментов
Как видно из эпюры, наиболее опасным сечением вала является место установки нижнего подшипника качения. Это сечение и будем рассчитывать на прочность.
Рассчитаем вал на статическую прочность. Определим максимальные значения возникающих моментов.
Н*м, (4.5)
Н*м, (4.6)
где КП – коэффициент перегрузки (для асинхронных электродвигателей принимается равным 2).
Рассчитаем моменты сопротивления при изгибе и кручении:
м3 (4.7)
м3 (4.8)
где D – диаметр вала (в данном случае 60 мм).
Рассчитаем напряжения изгиба и кручения:
МПа, (4.9)
МПа, (4.10)
Определим частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:
(4.11)
, (4.12)
где - предел текучести по напряжениям изгиба. Для стали 40Х составляет 750 МПа;
- предел текучести по напряжениям кручения. Для стали 40Х составляет 450 МПа.
Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений:
(4.13)
Статическую прочность можно считать обеспеченной, если . В данном случае условие прочности выполняется.
Рассчитаем вал на сопротивление усталости. Уточненные расчеты на сопротивление усталости отражают влияние разновидности цикла напряжений, статических и усталостных характеристик материалов, размеров, формы и состояния поверхности. Расчет выполняют в форме проверки коэффициента S запаса прочности, минимально допустимое значение которого принимают равным [S] = 1,7.
Сначала необходимо рассчитать Sσ и ST — коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям, определяемые по зависимостям:
(4.14)
(4.15)
Здесь и — амплитуды напряжений цикла; и — средние напряжения цикла; и — коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла напряжений для рассматриваемого сечения (характеристика материала).
В расчетах валов принимают, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу: и , а касательные напряжения — по ну-левому циклу: и .





Имеем:
МПа, (4.16)
МПа, (4.17)
Рассчитаем коэффициенты снижения пределов выносливости вала по зависимостям:
(4.18)
, (4.19)
где и — эффективные коэффициенты концентрации напряжений;
и — коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения;
и — коэффициенты влияния качества поверхности (для чистового шлифования до шероховатости Ra = 0,8÷1,6 принимаются
, );
— коэффициент влияния поверхностного упрочнения (для поверхности без упрочнения =1,0 ).
Для оценки концентрации напряжений в местах установки на валу деталей с натягом используют отношения и (для вала диаметром 60 мм и стали с пределом прочности 900 МПа ,).
Рассчитаем пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении:
МПа, (4.20)
МПа, (4.21)


Где , - пределы выносливости при симметричном цикле изгиба и кручения ( для стали 40Х МПа, МПа).
По формулам (3.10, 3.11) рассчитаем коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

  (4.22)

Коэффициент запаса прочности вычисляют так же, как и при расчете на статическую прочность (1.12):

  (4.23)
Сопротивление усталости вала обеспечено S > 1,7.
После расчета вала необходимо подобрать подшипники, которые бы обеспечили насос необходимой работоспособностью.

4.2 Проверка долговечности подшипников до модернизации

В насосе ВШН - 150 оснащен шариковым однорядноупорным подшипником, производим расчет ресурса работы подшипника.

Из предыдущих расчетов имеем: Н; Н; Н;






Рисунок 4.2 – Схема расположения действующих сил на вал до модернизации.
Из рисунка 4.4 находим: L1 = 190мм ; L2 = 500мм; L3 = 30мм; D = 360мм.
Реакции опор: в плоскости xz: (4.24)
Н;   (4.25)

Н; (4.26)
При условии: Ra1x = Ra2x = Rax (две опоры примем за одну)
Проверка:
Реакции опор: в плоскости yz
(4.27)
Н.

Н. (4.28)
Проверка:
Суммарные реакции
Н;  (4.29)
Н.
Проверяем подшипники более нагруженной опоре А.
Намечаем Шарикоподшипник радиально упорный однорядный средней серии 312
мм; мм; мм; кН; кН.
Эквивалентную нагрузку находим по формуле: в которой радиальная нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [3,табл.9.19.]; [3,табл.9.20.].
Осевые составляющие радиально упорных реакций шариковых однорядных подшипников по формуле (9.9).
(4.30)







Где для подшипников радиально упорных однорядных, коэффициент осевого нагружения е = 0,28 (см. П7).
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S1 < S2; Pa1 = Fa &#8805; S2 – S1; тогда Pa1= S1= 1257H; Pa2= S1+ Fa1 = 1257 + 2000 = 3257H;
Отношение эта величина по [3,табл.9.18.]  (4.31)
Отношение следовательно осевую нагрузку не учитываем.
Поэтому , Н. (4.32)
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об. (4.33)
Расчетная долговечность, ч.
ч; (4.34)
здесь об/мин – частота вращения входного вала.
В нашем случае подшипники вала 312 имеют ресурс
ч.

Вывод: До модернизации, ресурс шарикоподшипников радиально упорных в ВШН 150 составляет ч.










4.3 Проверка долговечности подшипников после модернизации
В предлагаемой модернизации используются подшипники конические радиально упорные, и производится расчет долговечности данного узла.
Из предыдущих расчетов имеем: Н; Н; Н;
Из рисунка 3.1 находим: L1 = 190мм ; L2 = 500мм; L3 = 30мм; D = 360мм.













Рисунок 4.3 – Схема расположения действующих сил на вал после модернизации
Реакции опор: в плоскости xz: Н;   (4.35)

Н; (4.36)
При условии: Ra1x = Ra2x = Rax (две опоры примем за одну)
Проверка:
Реакции опор: в плоскости yz
(4.37)
Н.

Н (4.38)
Проверка:

Проверка:
Суммарные реакции
Н;  (4.39)
Н.
Проверяем подшипники по более нагруженной опоре А.
Намечаем Роликоподшипник конический однорядный средней серии 7312А
мм; мм; мм; кН; кН.
Эквивалентную нагрузку находим по формуле: в которой радиальная нагрузка Н; (вращается внутреннее кольцо); коэффициент безопасности [3,табл.9.19.]; [3,табл.9.20.].



Осевые составляющие радиальных реакций роликовых конических однорядных подшипников по формуле (9.9).
(4.40)

Где для подшипников роликовых конических однорядных с углом &#945; = 14°, коэффициент осевого нагружения е = 0,28 (см. П7).
Осевые нагрузки подшипников (см. табл. 9.21). В нашем случае S1 < S2; Pa1 = Fa &#8805; S2 – S1; тогда Pa1= S1= 1257H; Pa2= S1+ Fa1 = 1257 + 2000 = 3257;
Отношение эта величина по (4.41)
Отношение следовательно осевую нагрузку не учитываем
Поэтому , Н. (3.42)
Расчетная долговечность, млн. об.
млн. об. (3.43)
Расчетная долговечность, ч.
ч; (3.44)
здесь об/мин – частота вращения входного вала.
В нашем случае подшипники вала 7312А имеют ресурс
ч.

Вывод: замена шарикоподшипников радиально упорных на роликоподшипники конические однорядные, обеспечивает увеличение ресурса на 75% .








4.4 Расчет лабиринтного уплотнения
Лабиринтные уплотнения применяют для уплотнения полостей, заполненных газом и паром. Действие их основано на торможении (завихрении) газа в узкой кольцевой щели с последующим расширением в смежной кольцевой камере большого объема. В кольцевой щели давление преобразуется в скоростной напор; по выходе газа из щели давление восстанавливается, но только частично; часть давления расходуется на необратимые потери при завихрении-расширении. Чем больше эти потери (т. е. чем меньше сечение щели и острее образующие ее кромки), тем меньшая доля давления восстанавливается в камере и, следовательно, тем эффективнее работает уплотнение.
Последовательной установкой ряда камер, разделенных узкими щелями, достигают существенного уменьшения перетекания.

Лабиринтные уплотнения применяют при высоких окружных скоростях и температурах, когда исключена возможность установки контактных уплотнений. Лабиринтные уплотнения могут работать практически при любых скоростях и высоких температурах.
Схема действия лабиринтного уплотнения показана на рисунке 4.4










Рисунок 4.4 - Схема действия лабиринтного уплотнения


Лабиринтные уплотнения GMN напрессованы на вал с определенным значением прессовой посадки. Вследствие центробежной силы внутреннее кольцо может соскочить с вала. Нижеприведенная диаграмма демонстрирует ограничения скорости в зависимости от размера.



Рисунок 4.5 - Ограничение скорости лабиринтные уплотнения

Для расчета приводятся параметрические данные, по этим данным идет расчет лабиринтного уплотнения:
1. Радиальный зазор щели b, 0.0002 м;
2. Внутренний диаметр щели D, 0.19 м;
3. Площадь кольцевого зазора f, 0,000119446 м;
4. Потеря напора в уплотнении H, 100 м;
5. Длина щели L,0.000001 м;
6. Коэффициент трения щели 0.04

Qs, куб. м/ч: 9,778900621

Коэффициент расхода уплотнения: 0,513414197

Вывод: Расчет лабиринтного уплотнения доказал, что коэффициент расхода уплотнения намного ниже чем у сальникового уплотнения, тем самым лабиринтное уплотнение выполняет свои функции .Дополнительная проверка предлоенной модернизации выполнялась с использованием САПР Solid works.

4.5 Анализ вала в программе COSMOSXpress
Дополнительная проверка предложенной модернизации системы автоматизированного проектирования (САПР), базирующиеся на технологиях объемного параметрического моделирования, уже давно стали промышленным стандартом для проектирования конкурентоспособной продукции. Поскольку процесс проектирования носит итерационный характер, проектировщик вынужден неоднократно вносить изменения в проект с целью улучшения технических характеристик проектируемого объекта. Контролировать эти изменения вручную достаточно сложно, учитывая большое количество варьируемых проектных параметров. Ошибки, допущенные на ранних этапах проектирования, могут коренным образом повлиять на характеристики разрабатываемого изделия и существенно снизить его конкурентоспособность. В связи с этим вопрос автоматизации проектирования для большинства предприятий и конструкторских бюро приобретает в настоящий момент особую актуальность. Качественный выигрыш от использования САПР достигается за счет увеличения степени типизации принимаемых проектных решений, а также за счет принципиальной возможности при меньших издержках решать более сложные технические задачи.
Система гибридного параметрического моделирования SolidWorks, предназначена для проектирования деталей и сборок в объеме с возможностью проведения различных видов экспресс-анализа, а также оформления конструкторской документации в соответствии с требованиями ЕСКД. Выпуск конструкторской документации осуществляется в полном соответствии с требованиями ЕСКД.


В базовую конфигурацию SolidWorks, входит модуль экспресс-анализа прочности – COSMOSXpress. COSMOSXpress позволяет проектировщику определить, где расположены концентраторы напряжений, оценить "перетяжелённые" элементы конструкции, из которых может быть удалён избыточный материал с целью снижения веса и, соответственно, стоимости будущего изделия. COSMOSXpress выполнен в виде программы-помощника, подсказывающей пользователю последовательность действий, необходимых для подготовки расчётной модели и проведения анализа. Цикл разработки изделия обычно включает следующие этапы:
1. Построение модели.
2. Создание опытного образца проекта.
3. Производственные испытания опытного образца.
4. Оценка результатов производственных испытаний.
5. Изменение проекта на основе результатов производственных испытаний.
Этот процесс продолжается до получения удовлетворительного решения. При использовании САПР можно выполнить следующие задачи:
• Снизить затраты, выполнив тестирование модели на компьютере, а не в процессе дорогостоящих производственных испытаний.
• Сократить время, необходимое для представления продуктов на рынок, путем уменьшения количества циклов разработки изделия.
• Оптимизировать проект, быстро смоделировав нескольких концепций и сценариев перед принятием окончательного решения и отведя большее время на обдумывание новых проектов.



Метод конечных элементов (FEM) - это надежный численный метод для анализа задач по проектированию. FEM разбивает сложную задачу на несколько простых. В нем модель делится на несколько простых форм, называемых элементами.
Элементы имеют общие точки, называемые узлами. Поведение этих элементов хорошо известно при любых возможных сценариях с использованием опор и приложением нагрузок. Движение каждого узла полностью описывается перемещениями в направлениях X, Y и Z. Они называются степенями свободы (DOF). Анализ с использованием метода FEM называется анализом конечных элементов (FEA).
COSMOSXpress составляет уравнения, управляющие поведением каждого элемента и учитывающие его связи с другими элементами. Эти уравнения устанавливают взаимосвязь между перемещениями и известными свойствами материалов, ограничениями и нагрузками.
Затем программа преобразует уравнения в большую систему алгебраических уравнений. Решающая программа обнаруживает перемещения в направлениях X, Y и Z в каждом узле.
Используя перемещения, программа рассчитывает нагрузки, действующие в различных направлениях. Наконец, программа использует математические выражения для расчета напряжений.
С помощью программы COSMOSXpress можно оптимизировать отдельный размер в контексте определенных граничных условий для соответствия определенным критериям. Например, можно оптимизировать длину рукоятки управления или диаметр отверстия так, чтобы запас прочности превысил указанное значение. Можно указать максимальное значение усилия или смещения в качестве критерия.
4.6 Анализ вала насоса ВШН - 150
Вал служит для передачи крутящего момента от привода к рабочему органу. Он устанавливается на роликоподшипники конические радиально упорные № 7312А ГОСТ 27365-87, установленные в корпус насоса. При эксплуатации насоса на вал действуют радиальные и осевые нагрузки, которые в свою очередь, снижает виброустойчивость.

Тем самым разрушая примыкающие узлы, нарушая срок службы насоса. При действии нагрузок вал искривляется от своей оси на неопределенное отклонение. Это отклонение должно быть не более 0,03 мм. Составляем пропорцию и получаем, что максимальное смещение вала от своей оси, должно составлять не более 0,02 мм.

Расчет вала на воздействующие нагрузки










Рисунок 4.4 Вал насоса ВШН-150


4.7 Шаги анализа
Для проведения анализа с помощью COSMOSXpress следует выполнить следующие шаги:
1. Установить параметры
2. Определить материал детали
3. Применить ограничения
4. Приложить нагрузки
5. Проанализировать деталь
6. (Необязательно) Оптимизировать деталь
7. Просмотреть результаты
Определение материала:
В качестве материала для детали назначаем простую углеродистую сталь.

Таблица 4.1-Свойства материала.
Имя свойства Значение Единицы измерения
Модуль упругости 2.1e+011 Н/м2
Коэффициент Пуассона 0.28 -
Массовая плотность 7800 кг/м3
Предел текучести 2.2059e+008 Н/м2
Применение ограничений и нагрузок:
Накладываем ограничение на посадочные места под подшипники вала, с помощью которых вал крепится к корпусу насоса. На валу действуют следующие силы:
А) Радиальная сила Fк, вызванная смещением &#916; можно определить по соотношению:


Н
Где: &#916; при монтаже может достигать 0,3мм.
Радиальная жесткость выбранной муфты Ср составляет 6000 Н/мм
При монтаже вала насоса возникает радиальное усилие в опоре скольжения, вызванное погрешностями сборки. Кроме того на рабочее колесо также действуют радиальные нагрузки. Суммарное значение этих сил не превышает 2000 Н, а точкой приложения этой силы можно считать центр посадки рабочего колеса.
Зная силы, приложенные к концам вала, а также размеры вала, можем построить эпюру моментов (рисунок 4.5)


Рисунок 4.5 – Эпюра моментов


Как видно из эпюры, наиболее опасным сечением вала является место установки нижнего подшипника качения. Это сечение и будем рассчитывать на прочность.
Б) Осевая сила Fa = Т3/Dk =53 / (0.36 * 1.5) = 5787.03 H
Где: Т – Количество времени за 1 м хода колеса.
D – Диаметр колеса.
K – коэффициент запаса.
COSMOSXpress подготавливает модель для анализа, а затем рассчитывает перемещения, нагрузки и напряжения.
Запас прочности
COSMOSXpress использует критерий максимального напряжения von Mises для расчета распределения запаса прочности. Этот критерий точно определяет, что пластичный материал начинает растягиваться, когда эквивалентное напряжение (напряжение von Mises) достигает предела текучести материала. Предел текучести (SIGYLD) определяется как свойство материала. COSMOSXpress рассчитывает коэффициент запаса прочности в какой-то точке как частное предела текучести и эквивалентного напряжения в данной точке.
Интерпретация значений запаса прочности:
• Запас прочности менее 1.0 в каком-либо местоположении, указывает на то, что материал в этом местоположении перешел в состояние текучести и конструкция стала ненадежной.
• Запас прочности, равный 1.0, в каком-либо местоположении, указывает на то, что материал в этом местоположении начал переходить в состояние текучести.

• Запас прочности более 1.0 в каком-либо местоположении, указывает на то, что материал в этом местоположении еще не податлив.
• Материал в каком-то местоположении начнет становиться текучим, если применить новые нагрузки, равные текущим нагрузкам, умноженным на полученный коэффициент запаса прочности.
На первом экране вкладки Результаты отображается минимальный запас прочности модели, равный примерно 4,.34354, который означает, что модель не должна быть повреждена при указанных нагрузках и ограничениях. Чтобы оценить прочность различных областей модели на основе определенного значения для запаса прочности, принимаем запас прочности равный 1.5.

Рисунок4.6 -Проверка проектирования
Области, показанные синим цветом, имеют значения запаса прочности больше 15 (безопасные зоны). Области, показанные красным цветом, имеют значения запаса прочности меньше 15.

Напряжение
В этом шаге строится эпюра распределения эквивалентного (или von Mises) напряжения в детали.

Рисунок 4.7- Напряжение испытываемое валом
Таблица 4.2- Результаты эпюры напряжения
Имя Тип Мин Место Макс Место
Эпюра1 VON: Напряже-ние Von Mises 1078.33 Н/м2

 (-43 мм,
-270 мм,
-242.33 мм)
 2.53836e+006 Н/м2

 (24 мм,
-26.825 мм,
-207.10 мм)

Эпюра создается на деформированной форме. Для иллюстрации деформированной формы COSMOSXpress изменяет масштаб максимальной деформации на 10% относительно диагонали граничной рамки.


Максимальные напряжения сосредоточены на сгибе конструкции и вокруг верхних отверстий под крепежные болты. Величина максимального напряжения 2538360 Н/м2.
Перемещение










Рисунок 4.8 Перемещение
Таблица 4.3-Результаты эпюры перемещения
Имя Тип Мин Место Макс Место
Эпюра2 URES:Результи-рующее перемещение 0 мм

 (25 мм,
-70.4528 мм,
-206.5 мм)
 0.0104457 мм

 (270 мм,
-6.6-014 мм,
0 мм)



Максимальное перемещение данной конструкции, при заданных нагрузках составляет 0,0177 мм, что удовлетворяет поставленным условиям.
Вывод: Не следует основывать проектные решения исключительно на данных, представленных в этом отчете. Нужно использовать эту информацию совместно с экспериментальными данными и практическим опытом. Испытания в условиях эксплуатации обязательны для утверждения окончательного проекта. COSMOSXpress помогает уменьшить время продвижения на рынок путем снижения, но не упразднения испытаний в условиях эксплуатации. Проведенные расчеты с помощью программного обеспечения COSMOSXpress подтверждают результаты ранее проводимых расчетов.

Размер файла: 1,1 Мбайт
Фаил: Упакованные файлы (.rar)

   Скачать

   Добавить в корзину


    Скачано: 2         Коментариев: 0


Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! 

От 350 руб. за реферат, низкие цены. Просто заполни форму и всё.

Спеши, предложение ограничено !



Что бы написать комментарий, вам надо войти в аккаунт, либо зарегистрироваться.

Страницу Назад

  Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет вертикального шламового насоса ВШН-150-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Вход в аккаунт:

Войти

Забыли ваш пароль?

Вы еще не зарегистрированы?

Создать новый Аккаунт


Способы оплаты:
Ю-Money WebMoney SMS оплата qiwi PayPal Крипто-валюты

И еще более 50 способов оплаты...
Гарантии возврата денег

Как скачать и покупать?

Как скачивать и покупать в картинках

Здесь находится аттестат нашего WM идентификатора 782443000980
Проверить аттестат


Сайт помощи студентам, без посредников!