499

Расчетная часть-Расчёт бурового насоса НБТ-600-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

ID: 176855
Дата закачки: 20 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

Описание:
Расчетная часть-Расчёт бурового насоса НБТ-600: Гидравлический расчет, Расчёт на прочность элементов гидравлической части бурового насоса, Гидравлическая коробка, Цилиндровая втулка, Шток насоса, Клапан насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Комментарии: 2 РАСЧЁТНАЯ ЧАСТЬ

При конструкции буровых насосов прежде всего должны быть определены основные параметры – подача, число цилиндров, число двойных ходов поршней и развиваемые насосом давления при наибольшей и наименьшей подачах.
 Элементы бурового насоса рассчитываются на прочность по наибольшим нагрузкам, возникающим при работе, а на долговечность – по эквивалентной нагрузке. Для деталей, подверженных абразивному износу, долговечность теоретически не определяется, сроки службы устанавливаются по опыту эксплуатации аналогичных конструкций в зависимости от условий работы и свойств прокачиваемого бурового раствора.

2.1 Гидравлический расчет

Полезная мощность насоса рассчитывается [1]:
(2.1)
где N Д – Мощность приводного двигателя насоса, N Д =600 кВт;
ηНА – общий КПД насосного агрегата от двигателя до выхода насоса и представляет собой произведение объемного ηо, гидравлического ηг и механического ηм коэффициентов полезного действия насосного агрегата.

Общий КПД насоса рассчитывается [1]:
(2.2)
где ηо – объёмный КПД насоса, ηо = 0,95–0,99;
ηг – гидравлический КПД, ηг = 0,97–0,98;
ηм – механический КПД.




Механический КПД насоса рассчитывается [1]:
(2.3)
где η1м – КПД трансмиссионного вала на опорах качения, η1м = 0,99;
η2м – КПД закрытой зубчатой передачи,η2м = 0,98;
η3м – КПД коренного вала на опорах качения,η3м = 0,975;
η4м – КПД ползуна и кривошипно-шатунного механизма,η4м = 0,95;
η5м–КПД уплотнения штока и поршня, η5м = 0,98.


NПН = 600000· 0,84 = 504000 Вт
Задано максимальное и минимальное давление насоса:
Рmax = 28 МПа;
Рmin = 11,3 МПа.
 Рассчитаем максимальную и минимальную подачи насоса, исходя из заданного давления [1]:
(2.4)
(2.5)
м3/с;
м3/с.

2.2 Расчёт на прочность элементов гидравлической части бурового насоса

2.2.1 Гидравлическая коробка

Напряжения в этих элементах определяются по формулам для расчета толстостенных цилиндрических сосудов [2]:
(2.6)
где РРi – вероятное расчетное давление, Па;
k – отношение радиусов, k = 0,81;
ν – отношение предела текучести материала при растяжении к пределу текучести при сжатии, ν = 1.
Вероятное расчетное давление [2]:
PPi = P×kn, (2.7)
где kn – коэффициент, учитывающий вероятность превышения испытательного давления над наибольшим рабочим, kn = 1,68.
PPi = 28∙106∙1,68=47,04∙106 Па

Коэффициент запаса статической прочности [2]:
S = (2.8)
где sТ – предел текучести материала.
Гидравлическая коробка изготовлена из стали 36Л, sТ = 600×106 Па
S = - условие выполняется.
Коэффициент запаса прочности по выносливости [2]:
na = (2.9)
где s-1огр – ограниченный предел выносливости на сжатие при

симметричном цикле Па;
  s-1огр = 0,35×sв = 0,35×800×106 = 280×106 Па,
где sв – предел прочности материала;
кsд – коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на выносливость, кsд = 4;    js - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла,
js = 0,2;
sа – средняя амплитуда цикла [2];
(2.10)
  где sм – среднее напряжение цикла [2];
(2.11)
где smin – минимальное напряжение цикла;
smin = 0,9×sмах = 0,9×250×106 = 225×106 Па,
где sмах = 250∙10 Па;




na = - условие выполняется.

2.2.2 Цилиндровая втулка

Проверка цилиндровых втулок производится по внутреннему диаметру, т. к. напряжение больше на внутренней поверхности. Проверяет втулку минимального диаметра при максимальном давлении.

Эквивалентное напряжение на внутренней поверхности [2]:
(2.12)
где r – внутренний радиус втулки, r =0,06 м;
s – толщина стенки, s =0,042 м;
с – наибольший допустимый износ втулки, м.

Коэффициент запаса статической прочности [2]:
S =
  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.
S =
Делам вывод, что коэффициент запаса статической прочности цилиндровой втулки достаточен, для эксплуатации насоса с заданным давлением.

2.2.3 Шток насоса

Шток насоса рассчитывается на устойчивость и усталость. Расчету на усталость подвергаются утонченные участки штока, расположенные в месте свинчивания штока с кронштоком.
Усилие сжатия штока [2]:
Рсж = ,   (2.13)
где D – диаметр поршня, D = 0,12 м;


Максимальные переменные сжимающие напряжения [2]:
, (2.14)
где fш – площадь наименьшего поперечного сечения штока;
d – диаметр штока.
=160∙10 Па.
Шток изготовлен из стали 40Х sт = 800 МПа.
Коэффициент запаса статической прочности:
S = - условие выполняется.
Коэффициент запаса прочности по выносливости [2]:
(2.15)
где s-1с – предел выносливости на сжатие, для стали 40Х s-1с=1000МПа.
- условие выполняется.
Расчет штоков на продольную устойчивость:
Для составных штоков определяем эквивалентную длину штока ползуна.
Эквивалентная длина штока ползуна [2]:
(2.16)
где lшт – длина штока ползуна, lшт = 0,395 м;
d – диаметр штока поршня, d = 0,065 м;
d1 – диаметр штока ползуна, d1 = 0,110 м.

Расчетная длина составного штока [2]:
(2.17)
где lш – длина штока поршня, lш = 0,525 м.

Гибкость штока [2]:
(2.18)
где imin – наименьший радиус инерции штока [3], м
(2.19)
где J – момент инерции [3], м3*м
(2.20)



Т.к. <100, то расчет коэффициента запаса устойчивости ведем по формуле Ф. С. Ясинского [2]:
(2.21)
где sкр – критическое напряжение сжатия [1], Па
(2.22)



2.2.4 Клапан насоса

Проверим клапан на стук [2]:
(2.23)
где Dk = 140 мм и D0 = 128 мм – диаметры клапана и отверстия седла;
g = 450 – угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана.
- стука не возникает.
Тарель клапана рассчитывается на прочность и выносливость, как пластина радиуса dk/2 свободно опертая по краям.

Момент изгиба тарели [2]:
(2.24)
где dT – диаметр тарели, dT = 0,14 м;
m - коэффициент Пуассона, m = 0,3


Максимальные напряжения изгиба при опресовке [2]:
(2.25)
где dт – толщина тарели, dт = 0,030 м


Тарель клапана изготавливается из стали 20Х2Н4А для которой sт=1100 МПа.

Коэффициент запаса статической прочности [2]:
(2.26)

Коэффициент запаса статической прочности тарели достаточен, для эксплуатации насоса с заданным давлением.


Размер файла: 142,2 Кбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

    Скачано: 4         Коментариев: 0

Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них.
Опять не то? Мы можем помочь сделать!

Некоторые похожие работы:

Расчетная часть-Расчет бурового насоса НБТ-600: Расчёт механической части насоса, Расчет зубчатых колёс редуктора, Проверка зубьев на выносливость по напряжениям изгиба, Предварительный расчет валов, Расчет клиноременной передачи, Расчет корпуса пневмоком
Ещё искать по базе с такими же ключевыми словами.