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

Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБ-600: Определение подачи насоса, Определение мощности насоса и его привода, Расчет штока, Расчет цилиндровой втулки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

3.РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ

3.1. Определение подачи насоса

Определяем площадь сечения поршня

Fп = ∙Dп2/4       (3.1)

где  Dп – диаметр поршня.

   Fп = 3.14∙0.22/4 = 0.031 м2

Определяем площадь сечения штока

    fшт = ∙dшт2/4      (3.2)

где  dшт – диаметр штока.

   fшт = 3.14∙0.072/4 = 0.0038 м2

Определение теоретической подачи

    Qт = z∙S∙n∙((2∙Fп – fшт) /60),    (3.3)

где z – число цилиндров насоса;
 S – длина хода поршня, м;
 n – число двойных ходов штока в мин.;
 Fп – площадь сечения поршня, м2;
 fшт – площадь сечения штока поршня, м2.

   Qт = 2∙0.4∙65∙((2∙0.031 – 0.0038)/60) = 0,05 м3/с

Находим коэффициент вредного пространства

    Кв = (Vвр + Fп∙S)/ Fп∙S,     (3.4)

где Vвр - объем вредного пространства, дм3;





 Fп – площадь сечения поршня, дм2;
 S – длина хода поршня, дм.

    Кв = (4 + 3.1∙4)/ 3.1∙4 = 1.3

Коэффициент заполнения цилиндров находится по формуле

    о1 = 1 - Кв∙ ,      (3.5)

где Кв – коэффициент вредного пространства;
  - коэффициент объемного содержания газа в цилиндре, = 0.1.

    о1 = 1 – 1.3∙ 0.1 = 0.87

Коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости находится по формуле

    о3 = 1 - Кв∙ ∙P,      (3.6)

где Кв – коэффициент вредного пространства;
  - сжимаемость жидкости при повышении давления на 1 кГ/см2, = 5∙10-5;
 Р – давление нагнетания насоса, кГ/см2.

   о3 = 1 – 1.3∙ 5∙10-5∙250 = 0.984

Определяем объемный коэффициент полезного действия

     о = о1∙о2∙о3,      (3.7)

где о1 – коэффициент заполнения цилиндров;
 о2 – коэффициент, учитывающий утечку жидкости из цилиндра через зазоры в цилиндро-поршневой паре, уплотнениях штоков, клапанах, прокладках и других местах, о2 = 0.98;
 о3 - коэффициент, учитывающий влияние сжимаемости перекачиваемой жидкости.

   о = 0.87∙0.98∙0.984 = 0.84

Действительная подача насоса находится по формуле

    Qд = о∙ Qт,       (3.8)

где  о – объемный коэффициент полезного действия;
 Qт – теоретическая подача насоса.

   Qд = 0.84∙ 0.05 = 0.042 м3/с


3.2 Определение мощности насоса и его привода


Определение гидравлической мощности насоса при наибольшей подаче
 
Nг’ = Q∙P/102,       (3.9)

где Q – объемная подача, л/с;
 P – давление на выходе, Па.

    Nг’ = 51∙1∙106/102 = 500 кВт

при наименьшей подаче

    Nг’’ = 19.7∙25∙106/102 = 483 кВт

Определение мощности насоса

    Nнас = Nг’/ηнас,      3.10)

где  ηнас – коэффициент полезного действия насоса.

   Nнас = 500/0.8 = 625 кВт

 Мощность двигателя к насосу выбирается с некоторым запасом для обеспечения работы насоса с кратковременными перегрузками и преодоления сопротивлений в трансмиссии

Nдв = Nнас∙(1/тр + 0.075),   (3.11)

где тр – коэффициент полезного действия трансмиссии, тр = 0.89.

   Nдв = 625∙(1/0.89 + 0.075) = 749 кВт






 Вычисляем максимальную высоту подъема тарелки клапана из соотношения

     hmax = 650/n,      (3.12)

где n – число двойных ходов, ходов/мин.

   hmax = 650/65 = 10 мм

Определение усилия пружины клапана

    Р = (Нкл∙∙dс2∙/4) - Gкл,     (3.13)

где Нкл – величина гидростатического напора, Нкл = 3 м.вод.ст.;
 dс – диаметр седла клапана, м;
 Gкл – вес тарелки клапана, кГ;
  - объемный вес перекачиваемой жидкости, = 1.2 кГ/м3.

Р = (3∙3.14∙0.1462∙1200/4) – 8.3 = 52 Кг

Постоянная пружины находится по формуле

С = (Р - Ро)∙10/hmax,      (3.14)

где Р – усилие пружины клапана, кГ;
 Ро – наименьшее усилие пружины, кГ;
  hmax – максимальная высота подъема тарелки клапана, мм;

    С = (52 - 26)∙10/10 = 26 кГ/см

 Зная максимальную высоту подъема тарелки клапана и гидростатическую нагрузку на клапан определяем диаметр клапана

     ,   (3.15)

где Fп – площадь поршня, м2;
 r – радиус кривошипа, м;
 w – частота вращения коренного вала, рад/с;
 hmax – наибольшая высота подъема тарелки клапана, м;
 m – угол наклона образующей посадочной поверхности тарелки;
  - коэффициент расхода через щель клапана;
 g - ускорение свободного падения, g = 9.81 м/с2;
 Нкл – гидростатическая нагрузка на клапан, м вод. ст.

     м 




   Рис. 3.1. Расчетная схема клапана

Отношение площади опорной и уплотнительной поверхности тарели клапана к площади верхней поверхности клапана

кст = (Dk2 - Do2)/Do2∙cos ,     (3.16)

где  Dk - диаметр клапана, м;
Dо - диаметр отверстия седла, м;
- угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана.

к¬ст = (0.2222 - 0.1452)/0.1452∙cos 30 = 1.55

Момент изгиба тарели клапана

Мт = Ppi∙dо2∙(3 + )/64,     (3.17)

где  Ppi - расчетное давление, Па;
- коэффициент Пуассона, =0.3.

Мт = 26∙106∙0.1452∙(3+0.3)/64 = 2.819∙104 Н∙м

 Максимальное напряжение изгиба тарели

и_мах = 6∙Мт/т2,      (3.18)

где  т - толщина тарели, м.

и_мах = 6∙2.819∙104/0.032 = 1.879∙108 Па

 Коэффициент запаса прочности

Sт = т/и_мах = 850∙106/187.9∙106 = 4.52   (3.19)

 Коэффициент запаса прочности по выносливости

na = 0.8∙2∙-1с/((и_мах/2)∙(KD+∙m)) =
=0.8∙2∙350∙106/((187.9∙106/2)∙(4+0.09)) = 1.46      (3.20)

3.2 Определение высоты всасывания

Располагаемый напор при давлении в цилиндре 0.01 кГ/см2 соответствующему 0.1 м столба жидкости, равен

Нвс = ро – рх – Нt,        (3.21)

где ро – атмосферное давление, м ст. жидкости;
 рх – напор в цилиндре насоса, м ст. жидкости;
 Нt – давление паров жидкости в цилиндре насоса, м ст. жидкости.

   Нвс = 7.7 – 0.1 – 0.62 = 6.98 м ст. жидкости

Инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой части) составляют

  ,     (3.22)

 где Fп – площадь сечения поршня, м;
  r – радиус кривошипа, м;
  w – частота вращения коренного вала, рад/с;
  L – длина всасывающего трубопровода, м;
  g – ускорение свободного падения, м/c2;
  f – площадь сечения штока, м.

    

 Потери в системе со штоковой частью насоса

    

 Напор жидкости, расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана равен

           (3.23)

где Fп – площадь сечения поршня, м;
 r – радиус кривошипа, м;
 w – частота вращения коренного вала, рад/с;
 G – вес тарелки клапана, кГ;
 g – ускорение свободного падения, м/c2;
 fс – площадь сечения седла клапана, м;
  - удельный вес жидкости, кГ/м3.

столба жидкости

 Величины инерционных потерь на разгон жидкости, на страгивание всасывающего клапана равны

           (3.24)

где hин1 – инерционные потери массы жидкости во всасывающей линии (включающей в себя цилиндр бесштоковой полости, м;
 hин.кл – напор жидкости расходуемый на инерционное сопротивление всасывающего клапана, м.

     столба жидкости

 Определяем гидравлические потери.
 Местные потери равны

           (3.25)

где   - коэффициент сопротивления для ламинарного режима течения жидкости;
 v – скорость течения жидкости, м/с;
 g – ускорение свободного падения, м/с2.

     столба жидкости

 Потери на трение жидкости в трубопроводе

           (3.27)

где В – вязкость раствора;
 LT – длина всасывающего трубопровода, м;
 v – скорость течения жидкости, м/с.

     столба жидкости

 Скоростной напор равен

            (3.28)

где v – скорость жидкости, м/с;
 g – ускорение свободного падения, м/с2.

     столба жидкости

 Гидравлическое сопротивление всасывающего клапана равно

         (3.)

где рх – давление паров жидкости в цилиндре насоса, кГ/м2;
 fк – площадь клапана, м2;
 fc – площадь седла, м2;
 G – вес тарелки клапана, кГ;
 P – усилие пружины, кГ;
  - удельный вес раствора, кГ/м3.

     ст. жидкости

 Геометрическая высота всасывания насоса равна

    hг = Hвс – hин – hг.п,     (3.29)

где Нвс – напор при давлении в цилиндре, м ст. жидкости;
 hин.общ – величины инерционных потерь на разгон жидкости и на страгивание всасывающего клапана, м ст. жидкости;
 hг.п – гидравлические потери, м ст. жидкости.

hг = 6,98 – 4,92 – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = -1.8 м

 Из расчета следует, что насосу требуется подпор 1.8 м, что обусловлено в основном инерционным сопротивлением массы жидкости в трубопроводе, останавливающейся и вновь приходящей в движение. Поэтому для повышения высоты всасывания необходимо включить в систему всасывающего трубопровода пневматический компенсатор. Это обеспечит непрерывное движение жидкости в трубопроводе при остановке поршня в мертвом положении. Инерционные потери в этом случае возникнут лишь на участке от всасывающего компенсатора до поршня, LT = 0.5 м. Они будут равны

    

 В этом случае геометрическая высота всасывания насоса будет равна

  hг = 6,98 – (0.29 + 0,84) – (0.69 + 0.043 + 0.05 + 3.07) = 2 м







3.3. Расчет штока






Рис. 3.2. Расчетная схема поршень - шток:
1 - поршень; 2 - шток поршня; 3 - уплотнитель штока; 4 - шток ползуна; 5 - ползун

Площадь поперечного сечения штока

f = ∙d2/4,       (3.30)

где d - диаметр штока, м.

f = 3.14∙0.072/4 = 0.0038 м2

Сила растягивающая шток

Ршр=∙Ррi∙((D2 - d2)/4 +D∙L1∙ + kc∙d∙L2∙),  (3.31)

где  Рpi - давление жидкости на поршень, Па;
D - диаметр поршня, м;
L1 - длина уплотнения поршня, м;
L2 - длина уплотнения сальника, м;
- коэффициент трения между резиной и металлом уплотнений поршня и штока, =0.1;
kc – коэффициент среднего давления уплотнения на шток, kc = 0.15.

Ршp = 3.14∙26000000∙((0.132 - 0.072)/4 + 0.13∙0.055∙0.1 + +0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 3.15∙105 Н           
Сила сжимающая шток

Ршc=∙Ррi∙((D2/4 +D∙L1∙ - kc∙d∙L2∙) = =3.14∙26000000∙(0.132/4+0.19∙0.055∙0.1 + 0.15∙0.07∙0.135∙0.1) = 4.42∙105 Н       (3.32)



Максимальные напряжения растяжения

р_мах = Ршр/f = 3.15∙105/0.0038 = 8.289∙107 Па (3.33)

Максимальные напряжения сжатия

с_мах = Ршс/f = 4.42∙105/0.0038 = 11.63∙107 Па (3.34)

Коэффициент запаса прочности по текучести

Sт = т/с_мах,      (3.35)

где  т - предел текучести материала штока, Па.

Sт = 850∙106/11.63∙107 = 7.3

Расчет гладкой части штока на выносливость
Среднее напряжение цикла

m = ( с_мах - р_мах)/2 = (11.63∙107 - 8.289∙107)/2 = =1.67∙107 Па  (3.36)

Амплитуда цикла

а = с_мах - m = 116.3∙106 - 16.7∙106 =9.96∙107 Па    (3.37)

Коэффициент запаса прочности по выносливости гладкой части штока

na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m),    (3.38)

где  -1с - предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па;
KD - коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;
 - коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1.

na = 0.8∙350∙106/(9.96∙107∙2+0.1∙1.67∙107) = 1.29

Расчет сечения штока по наименьшему диаметру на растяжение
 Сила растяжения создаваемая при затяжке гайки

Т = кз∙(1 - х)∙Ршр,      (3.39)

где  кз - коэффициент затяжки, кз = 2;
х - коэффициент нагрузки, х = 0.25.

Т = 2∙(1 - 0.25)∙3.15∙105 = 4.725∙105 Н

 Растягивающая сила в сечении резьбы штока

Ррр = Т+х∙Ршр = 4.725∙105+0.25∙3.15∙105 =5.513∙105 Н  (3.40)

 Крутящий момент от силы затяжки гайки

Мг = ∙do∙Т,       (3.41)

где   - коэффициент, учитывающий трение в резьбе, = 0.1;
do - внутренний диаметр резьбы штока, м.

Мг = 0.1∙0.058∙4.725∙105 = 2740.5 Н∙м

 Напряжение растяжения в сечении резьбы штока

р = 4∙Ррр/∙do2 = 4∙5.513∙105/3.14∙0.0582 =2.087∙108 Па    (3.42)

 Касательное напряжение в сечении резьбы штока

р = Мг/0.2∙do3 = 2740.5/0.2∙0.0583 =7.023∙107 Па   (3.43)

 Эквивалентное напряжение при растяжении

эр = р2+3∙р2 = (2.087∙108)2 +3∙(7.023∙107)2 = 2.416∙108 Па (3.44)

 Коэффициент запаса прочности по текучести в сечении резьбы

Sт = т/эр = 850∙106/241.6∙106 = 3.52    (3.45)

Расчет сечения штока на выносливость по резьбе
 Среднее напряжение цикла

m = ( с_мах - Ррр/f)/2 = (11.63∙107 - 5.513∙105/0.0038)/2 =
= -1.439∙107 Па       (3.46)

 Амплитуда цикла

а = с_мах - m = 116.3∙106 - (-14.39∙106) = 130.7∙106 Па   (3.47)

 Коэффициент запаса прочности по выносливости в сечении резьбы штока

na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m),   (3.48)

где  -1с - предел выносливости на сжатие на воздухе при симметричном цикле, Па; KD - коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, KD = 2 ;
 - коэффициент, характеризующий влияние ассиметрии цикла на предельную его амплитуду,  = 0.1.

na = 0.8∙350∙106/(130.7∙106∙2+0.1∙(-14.39∙106)) = 1.08

Расчет штока на продольную устойчивость
 Момент инерции

J = ∙d4/64 = 3.14∙0.074/64 = 1.18∙10-6 м4  (3.49)

 Наименьший радиус инерции штока

imin = J/f = 1.18∙10-6/0.0038 = 0.018 м  (3.50)

 Эквивалентная длина штока ползуна

Lэ = Lшп∙(d/d1)2,      (3.51)

где  Lшп - длина штока ползуна, м;
d1 - диаметр штока ползуна, м.

Lэ = 0.725∙(0.07/0.12)2 = 0.247 м

 Расчетная длина штока

Lр = Lш + Lэ = 1.390+0.247 = 1.637 м   (3.52)

 Гибкость штока

= Lp/imin = 1.637/0.018 = 93.526   (3.53)

 Критическая сила сжатия определяется по формуле Эйлера

Ркр = 2∙Е∙J/Lp2,      (3.54)

где  Е - модуль упругости материала штока, Па.

Ркр = 3.142∙2.1∙1011∙1.18∙10-6/1.6372 = 1.492∙106 Н

 Коэффициент запаса устойчивости

n = Ркр/Ршс = 1.492∙106/4.42∙105 = 3.38   (3.55)


3.4. Расчет цилиндровой втулки

 Вероятное расчетное давление для расчетов на статическую прочность

Ррп = Рн∙кп,       (3.56)

где  Рн - рабочее давление насоса, Па;
кп - коэффициент, учитывающий вероятность превышения испытательного давления над наиболшим рабочим, кп = 1.7.

Ррп = 26∙106∙1.7 = 44.2∙106 Па

 Вероятное расчетное давление для расчетов на выносливость

Ррв = Рн∙кв = 26∙106∙1.35 = 35.1∙106 Па   (3.57)

 Эквивалентное напряжение для расчета на прочность

эп = Ррп∙r/( - c),      (3.58)

где  r - внутренний радиус втулки, м;
- толщина стенки, м;
с - наибольший допустимый износ, м.

эп = 44.2∙106∙0.075/(0.05 - 0.003) = 70.5∙106 Па

 Эквивалентное напряжение для расчета на выносливость

эв = Ррв∙r/( - с) = 35.1∙106∙0.075/(0.05 - 0.003) =
= 56∙106 Па  (3.59)

 Среднее напряжение цикла и средняя амплитуда цикла

m = а = (эв - эв∙)/2,     (3.60)

где   - коэффициент неравномерности давления насоса, = 0.9.

m = а = (56∙106 – 56∙106∙0.9)/2 = 2.8∙106 Па

 Коэффициент запаса статической прочности

S = т/эп = 850∙106/70.5∙106 = 12.06   (3.61)

 Коэффициент запаса прочности по выносливости

na = 0.8∙-1с/(a∙KD+∙m) =
= 0.8∙350∙106/(2.8∙106∙5+0.2∙2.8∙106) = 19.23   (3.62)
  
 Условия п