Расчетная часть-Расчет ротора агрегата А50У для ремонта нефтяных скважин-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет ротора агрегата А50У для ремонта нефтяных скважин: Расчёт быстроходной ступени, Расчёт на контактную выносливость., Определение модуля, Определение чисел зубьев и основных геометрических размеров, Расчёт быстроходной ступени ротора агрегата А50Х, Расчёт на контактную выносливость, Определение модуля, Определение чисел зубьев и основных геометрических размеров, Расчёт тихоходной передачи ротора агрегата А50Х, Расчёт геометрических размеров вала, Подбор и проверка шпонки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

4. Расчётная часть.

4.1. Расчёт быстроходной ступени ротора агрегата А50У.

Передача прямозубая, прирабатываемая;
Tmax=380 Нм;
Тпик.=760 Нм;
U=6;
Nmax=1500 об/мин;
t=9000 часов;
Материал зубчатых колёс 20ХНМ, цементация, закалка HRC 56-63;
Степень точности 8.


4.1.1. Расчёт на контактную выносливость.
Предварительное межосевое расстояние:



где U – передаточное число;
[н] – допускаемое контактное напряжение, МПа;
Tp – расчётный момент, Нмм;
a – коэффициент ширины шестерни.

Расчётный момент:



где Tmax – максимальный момент, Нм;
KНД – коэффициент долговечности;
KH – коэффициент нагрузки.

Коэффициент долговечности определим по формуле:




где KHE – коэффициент эквивалентности;
N – наработка шестерни;
NHG – база контактных напряжений.





Коэффициент эквивалентности:

KHE=0,63 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.1)

Наработка шестерни определяется по формуле:




где t - среднее машинное время, ч;
n – частота вращения зубчатого колеса, об/мин;
с – число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот.




NHG=200106 циклов (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, рис. 4.6)




Коэффициент нагрузки рассчитывается по формуле:



где KH - коэффициент распределения нагрузки;
KH - коэффициент концентрации нагрузки;
KH - коэффициент динамичности.

Предварительное значение окружной скорости:



где С - коэффициент скорости.

С=21 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.9)


a =0,4 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 3.3)



KH=1 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, стр. 92)
Отношение ширины колеса к диаметру шестерни



где b – ширина колеса, мм;
d1 – диаметр шестерни, мм.



Коэффициент концентрации рассчитывается по формуле:



где K0H - начальный коэффициент концентрации напряжения;

K0H =1,9 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.7)

KH=1,06 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.11)





Допускаемое контактное напряжение находим из зависимости:



где HRC – твердость зубчатых колёс;
SH – коэффициент безопасности;

SH =1,2 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)





Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: а=112 мм. Так как принятое межосевое расстояние больше необходимого и , то уменьшаем коэффициент ширины для лучшего использования материала зубчатых колёс и принимаем а=0,38.

Ширина колеса рассчитывается по формуле:





Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: b2=45
Действительная скорость определяется по формуле:





Так как , то KH и KH не уточняем.
Окончательное значение коэффициента концентрации KH= K0H=1,6.
Окончательное значение коэффициента нагрузки:







Фактическое контактное напряжение рассчитывается по формуле:





Разница между фактическим и допускаемым напряжениями



Результат следует считать хорошим.

Наибольшее допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:





Максимальное контактное напряжение рассчитывается по формуле:







4.1.2. Определение модуля.

Окружная сила рассчитывается по формуле:






Модуль определяется по формуле:



где KFД – коэффициент долговечности по изгибу;
KF – коэффициент нагрузки;
[F] – допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

Коэффициент долговечности по изгибу определяется по формуле:



KFE – коэффициент эквивалентности по изгибу;
NFG – база изгибных напряжений.
KFE=0,715 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.1)
NFG=4106 циклов.




Коэффициент изгибной нагрузки рассчитывается по формуле:



где KF - коэффициент распределения изгибной нагрузки;
KF - коэффициент концентрации изгибной нагрузки;
KF - коэффициент динамичности.

KF=1 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, стр. 92)



K0F=1,67 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.8)



KF=1,12 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.12)



Допускаемое напряжение на изгиб определяется из зависимости:




где 0Flim1- предел длительной выносливости, МПа;
SF – коэффициент безопасности.
0Flim1=710 МПа (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)
SF=1,55(см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)


Ширина шестерни рассчитывается по формуле




Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: b1=50.



Принимаем стандартный модуль mn=3,15мм
4.1.3. Определение чисел зубьев и основных геометрических размеров.



Суммарное число зубьев рассчитывается по формуле:




Принимаем z=71


Определим число зубьев шестерни:





Принимаем z=12.

Определим число зубьев колеса:




Фактическое передаточное отношение определяется по формуле:




Отклонение фактического передаточного числа от заданного:





Диаметр делительной окружности определяется по формуле:




Диаметр вершин рассчитывается по формуле:




Диаметр впадин определяется по формуле:




Максимальное напряжение изгиба по формуле:





Окончательные основные параметры: a=112мм; U=5; а=0,38; b1=50мм; b2=45мм; mn=3,15; z1=12; z2=59; d1=34мм; d2=56мм.



















4.2. Расчёт быстроходной ступени ротора агрегата А50Х.

Исходные данные:

Передача косозубая, прирабатываемая.
Tmax=380 Нм;
Тпик.=760 Нм;
U=4,3;
Nmax=1500 об/мин;
t=9000 часов;
Материал зубчатых колёс 20ХНМ, цементация, закалка HRC 56-63;
Степень точности 8.


4.2.1 Расчёт на контактную выносливость.
Предварительное межосевое расстояние:



где U – передаточное число;
[н] – допускаемое контактное напряжение, МПа;
Tp – расчётный момент, Нмм;
a – коэффициент ширины шестерни.

Расчётный момент:



где Tmax – максимальный момент, Нм;
KНД – коэффициент долговечности;
KH – коэффициент нагрузки.

Коэффициент долговечности определим по формуле:




где KHE – коэффициент эквивалентности;
N – наработка шестерни;
NHG – база контактных напряжений.




Коэффициент эквивалентности:

KHE=0,5 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.1)

Наработка шестерни определяется по формуле:




где t - среднее машинное время, ч;
n – частота вращения зубчатого колеса, об/мин;
с – число вхождений в зацепление зубьев зубчатого колеса за один его оборот.




NHG=200106 циклов (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, рис. 4.6)




Коэффициент нагрузки рассчитывается по формуле:



где KH - коэффициент распределения нагрузки;
KH - коэффициент концентрации нагрузки;
KH - коэффициент динамичности.

Предварительное значение окружной скорости:



где С - коэффициент скорости.

С=23,5 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.9)


a =0,4 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 3.3)



KH=1,079 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, рис. 4.7)
Отношение ширины колеса к диаметру шестерни



где b – ширина колеса, мм;
d1 – диаметр шестерни, мм.



Коэффициент концентрации рассчитывается по формуле:



где K0H - начальный коэффициент концентрации напряжения;

K0H =1,56 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.7)

KH=1,1 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.11)





Допускаемое контактное напряжение находим из зависимости:



где HRC – твердость зубчатых колёс;
SH – коэффициент безопасности;

SH =1,2 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)





Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: а=90 мм. Так как принятое межосевое расстояние больше необходимого и , то уменьшаем коэффициент ширины для лучшего использования материала зубчатых колёс и принимаем а=0,39.

Ширина колеса рассчитывается по формуле:





Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: b2=36.
Действительная скорость определяется по формуле:





Так как , то KH и KH не уточняем.
Окончательное значение коэффициента концентрации KH= K0H=1,34.
Окончательное значение коэффициента нагрузки:



Фактическое контактное напряжение рассчитывается по формуле:





Разница между фактическим и допускаемым напряжениями



Результат следует считать хорошим.

Наибольшее допускаемое контактное напряжение определяется по формуле:





Максимальное контактное напряжение рассчитывается по формуле:








4.2.2 Определение модуля.

Окружная сила рассчитывается по формуле:






Модуль определяется по формуле:



где KFД – коэффициент долговечности по изгибу;
KF – коэффициент нагрузки;
[F] – допускаемое напряжение на изгиб, МПа;

Коэффициент долговечности по изгибу определяется по формуле:



KFE – коэффициент эквивалентности по изгибу;
NFG – база изгибных напряжений.
KFE=0,715 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.1)
NFG=4106 циклов.




Коэффициент изгибной нагрузки рассчитывается по формуле:



где KF - коэффициент распределения изгибной нагрузки;
KF - коэффициент концентрации изгибной нагрузки;
KF - коэффициент динамичности.

KF=0,91 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, стр. 92)



K0F=1,42 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.8)



KF=1,12 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.12)



Допускаемое напряжение на изгиб определяется из зависимости:




где 0Flim1- предел длительной выносливости, Мпа;
SF – коэффициент безопасности.
0Flim1=710 МПа (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)
SF=1,55(см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.6)


Ширина шестерни рассчитывается по формуле




Принимаем в соответствии с единым рядом главных параметров стандартное значение: b1=40.



Принимаем стандартный модуль mn=4мм.



4.2.3 Определение чисел зубьев и основных геометрических размеров

Угол подъёма линии зуба определяется по формуле:






Суммарное число зубьев рассчитывается по формуле:




Принимаем z=42

Окончательный угол подъёма линии зуба:





Фактический коэффициент осевого перекрытия:





Определим число зубьев шестерни:





Принимаем z=8.

Определим число зубьев колеса:




Фактическое передаточное отношение определяется по формуле:




Отклонение фактического передаточного числа от заданного:





Диаметр делительной окружности определяется по формуле:




Диаметр вершин рассчитывается по формуле:




Диаметр впадин определяется по формуле:





Проверяем фактическое напряжение изгиба зубьев шестерни по формуле:



где YF1 – коэффициент формы зуба;
Y - коэффициент наклона зуба.

Приведённое число зубьев определяется по формуле:



YF1=3,4 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.13)

Коэффициент наклона зуба рассчитывается по формуле:





Напряжение изгиба в зубьях колеса определяется по формуле:

Напряжение изгиба в зубьях колеса:

;





YF2=3,78 (см. «Проектирование механических передач» С. А. Чернавский, 1984, табл. 4.13)




Наибольшее допускаемое напряжение [Fmax]=1200 МПа.
Максимальное напряжение изгиба по формуле:





Окончательные основные параметры: a=90мм; U=4,3; а=0,39; b1=40мм; b2=36мм; mn=4мм; z1=8; z2=34; =13 34; d1=37мм; d2=149мм.









































4.3. Расчёт тихоходной передачи ротора агрегата А50Х.

Расчёт проведён в программе TCAD:




Исходные данные
Мощность на ведущем валу, кВт
Частота вращения шестерни, об/мин
Проектное передаточное число
Расчетный срок службы, час
Материал шестерни
Термообработка шестерни
Материал колеса
Термообработка колеса
Заготовка шестерни
Заготовка колеса
Обработка выкружки шестерни
Обработка выкружки колеса
Тип зубьев
Зуборезный инструмент шестерни
Зуборезный инструмент колеса
Кинематические параметры
Фактическое передаточное число
Частота вращения шестерни, об/мин
Частота вращения колеса, об/мин
Линейная скорость, м/с
Параметры передачи
Нормальный модуль, мм
Межосевое расстояние передачи, мм
Угол наклона зубьев
Степень точности
Суммарный к-т перекрытия
Угол зацепления зубчатых колес
Число зубьев шестерни
Число зубьев колеса
Коэфф. смещения исх. контура шестерни
Коэфф. смещения исх. контура колеса

Размеры колес
Диаметр окружности вершин шестерни, мм Делительный диаметр шестерни, мм Начальный диаметр шестерни, мм
Диаметр окружности впадин шестерни, мм Ширина венца шестерни, мм
Диаметр окружности вершин колеса, мм Делительный диаметр колеса, мм Начальный диаметр колеса, мм
Диаметр окружности впадин колеса, мм Ширина венца колеса, мм




62.00
301.00
3.58
9000
20ХН2М ГОСТ 4543-71
Цементация
20ХН2М ГОСТ 4543-71
Цементация
Штамповка
Штамповка
Фрезерование
Фрезерование
Косой
Фреза
Фреза


3.54
301.00
84.08
1.92
5.00
280.00
13°17
8
2.98
20.51°
24
85
0.0000
0.0000


100.000
90.000
90.000
95.000
59
200.000
190.000
190.000
56




Прочностные и силовые параметры
Контактное напряжение, МПа
Момент на быстроходном валу, Нм
Момент на тихоходном валу, Нм
Суммарное давление на вал, Н
Окружное усилие шестерни, Н
Радиальное усилие шестерни, Н
Осевое усилие шестерни, Н
Окружное усилие колеса, Н
Радиальное усилие колеса, Н
Осевое усилие колеса, Н





















663.09
1966.96
7041.73
34431.87
32249.96
12062.08
7618.32
32249.96
12062.08
7618.32










































4.4.  Расчёт геометрических размеров вала.

Диаметр вала под колесо рассчитывается по формуле:



где Т – крутящий момент вала, Нм



Диаметр буртика под подшипник определяется по формуле:



где dп – диаметр вала под подшипник, мм;
r – коэффициент, равный 4,5 ( см. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» 1985 г., стр. 25)



Диаметр буртика под колесо рассчитывается по формуле:



где f – коэффициент, равный 1,167 ( см. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. «Конструирование узлов и деталей машин» 1985 г., стр. 25)























4.5. Подбор и проверка шпонки.

Для закрепления зубчатых колес и муфт на валах применяют посадки с натягом и шпоночные соединения, в избежании проскальзывания.
Длина шпонки подбирается из условия:




Где Lст. – длина ступени, где установлена шпонка, мм.
Все конструктивные основные размеры принимаются по ГОСТ 23360-78 для призматических шпонок.




По ГОСТ 23360-78 примем шпонку 14x9x50

B=14 мм; h=8 мм; t1=5,5 мм; t2=3,8 мм; L=50мм.



где Т- крутящий момент на валу, Нмм;
d – диаметр вала, мм;
l – длина проверяемой шпонки, мм;
h – ширина проверяемой шпонки, мм;
t1 – глубина паза в валу под шпонку, мм;
[*]см – допускаемое напряжение смятия, равное 100 Н/мм2.



Условие выполняется.









5. Описание модернизированного узла
Модернизированным узлом в курсовом проекте является быстроходная ступень передачи крутящего момента ротора агрегата А50У.
Цель модернизации уменьшение габаритных размеров и понижение стоимости ротора.
Модернизация заключается в замене прямозубой передачи на косозубую. Расчёты показали, что это повысило долговечность передачи, так как понизилось значение контактной прочности. Так же уменьшились габариты ротора, следовательно, уменьшилась материалоёмкость узла и понизилась стоимость изготовления ротора.

























6. Заключение

В данном курсовом проекте рассматривалась модернизация гидропривода ротора агрегата А50У.
Агрегат А5ОУ предназначен для разбуривання цементных пробок в трубах и связанных с этим процессом операций (спуск и подъём бурильных труб, промывка скважин и т. д., спуска и подъема насосно-компрессорных труб, установки фонтанной арматуры, ремонта и ликвидации аварий, проведения буровых работ).
В данной курсовой работе был произведён патентно-информационный обзор на тему привод ротора. В результате, которого было принято решение в качестве модернизации заменить прямозубую передачу быстроходной ступени ротора на косозубую.
Расчёты показали, что данная модернизация позволила повысить коэффициент работоспособности, увеличить срок службы ротора и понизить материалоёмкость ротора, а, следовательно, и стоимость его изготовления. Соответственно частота ремонта ротора уменьшится, что является большим плюсом с точки зрения технико-экономического обоснования модернизации.