473

Расчетная часть-Расчёт вертикальной приводной головки типа MG компании« CANAM» Винтового штангового глубинного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

ID: 207784
Дата закачки: 18 Марта 2020
Продавец: as.nakonechnyy.92@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 вертикальной приводной головки типа MG компании« CANAM» Винтового штангового глубинного насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Энергокинематический расчет привода
5.2 Расчет зубчатой передачи повода гидротормоза привода
5.2.1 Выбор марки постоянные зубчатых колес
5.2.2 Расчет допустимых контактных напряжений
5.2.3 Расчет активных поверхностей зубцов на контактную усталость
5.2.4 Расчет зубцов на усталостную прочность при изгибе
5.3 Проверка прочности вала на изгиб и кручение
5.4 Проверка вала на выносливость


Комментарии: ТЕМА ДИПЛОМНОГО ПРОЕКТА

23.05.03.01 Винтовой штанговый глубинный насос с использованием упорного вибрационоого переводника

СОДЕРЖАНИЕ
ВСТУПЛЕНИЕ

1 ИНФОРМАЦИОННЫЙ ОБЗОР
1.1 Обзор основного оборудования для добычи нефти
1.1.1 Эксплуатация скважин с помощью штанговых скважинных насосных установок (ШСНУ)
1.1.2 Станок-качалка
1.1.3 Штанги насосные (ШН)
1.1.4 Штанговые скважинные насосы (ШСН)
1.2 Добычи пластовой флюиду с помощью центробежных и винтовых электронасосных установок
1.2.1 Установка скважинного центробежного электронасоса
1.2.2 Установка скважинного винтового электронасоса
1.3 Винтовые глубинные насосы с поводом на устье скважины

2 ОПИСАНИЕ ТЕХНОЛОГИЧЕСКОГО ОБОРУДОВАНИЯ
2.1 Подбор основного технологического оборудования
2.1.1 Определяемые параметры
2.1.2 Выходные данные
2.1.3 Коэффициент производительности скважины
2.1.4 Графический подбор оборудования
2.2 Описание подобранного оборудования
2.2.1 Приводная головка компании «CANAM»
2.2.2 Система контроля обратного вращательного движения (автоматический гидравлический тормоз)
2.2.3 Сальниковые коробки
2.2.4 Заглибний винтовой насос
2.2.5 Насосные штанги
2.2.6 Центратори штанг
2.2.7 Анкер, который работает на кручение

3 ТЕХНИКО-ЭКОНОМИЧЕСКОЕ ОБОСНОВАНИЕ

4 ОПИСАНИЕ ТЕХНИЧЕСКОГО ПРЕДЛОЖЕНИЯ

5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Энергокинематический расчет привода
5.2 Расчет зубчатой передачи повода гидротормоза привода
5.2.1 Выбор марки постоянные зубчатых колес
5.2.2 Расчет допустимых контактных напряжений
5.2.3 Расчет активных поверхностей зубцов на контактную усталость
5.2.4 Расчет зубцов на усталостную прочность при изгибе
5.3 Проверка прочности вала на изгиб и кручение
5.4 Проверка вала на выносливость

6 РЕМОНТ
6.1 Система планово предупредительного ремонта
6.2 Типичный процесс ремонта оборудования
6.3 Условия эксплуатации и анализ действующих нагрузок
6.4 Карта мазания оборудования
6.5 Типичные виды и причины спрацювання и отказов элементов оборудования
6.5.1 Проблемы, связанные с ротором
6.5.2 Отказ статора
6.5.3 Отказ штангового ниппеля
6.5.4 Проблемы со штангами и НКТ
6.5.5 Перебой в работе установки
6.5.6 Чрезмерная утечка в сальниковой набивке
6.5.7 Вибрация приводной головки
6.6 Содержание технического обслуживания оборудования
6.7 Технология возобновления сработанных деталей
6.7.1 Ремонт деталей типа валов
6.7.2 Ремонт деталей типа втулки
6.8 Поверхностное укрепление
6.8.1 Укрепление деталей методом механической клеветы
6.9 Расчет допущений и пределов операционных размеров
6.10 Расчет режимов резания

7 ОРГАНИЗАЦИОННО ТЕХНИЧЕСКИЕ МЕРОПРИЯТИЯ
7.1 Организация работ по монтажу оборудования
7.1.1 Организация работ из монтажа колонны НКТ
7.1.2 Организация работ из подгонки рабочей длины колонны насосных
7.1.3 Присоединение полируемого штока к колонне насосных штанг
7.1.4 Организация работ из установки повода
7.1.5 Организация работ по установке приводного полируемого штока
7.2 Организация работ из модернизации оборудования
7.3 Состав бригад по монтажу эксплуатационного оборудования

8 ОХРАНА ТРУДА
8.1 Характеристика оборудования что к небеспечности и вредности
8.2 Технические мероприятия и средства по технике безопасности
8.3 Инженерные расчеты из техники безопасности
8.3.1 Расчет заземления приводной головки штангового винтового насоса
8.4 Техника безопасности при эксплуатации оборудования
8.4.1 Техника безопасности при выполнении работ на приводной головке
8.4.2 Техника безопасности при обратной промывке насоса

9 ОХРАНА ОКРУЖАЮЩЕЙ СРЕДЫ
9.1 Вступление. Актуальность проблемы экологии в нефтегазовой промышленности
9.2 Разрешительные и согласовательные документы для добывающих предприятий
9.3 Мероприятия по охорон недрам
9.4 Мероприятия относительно защиты земельных ресурсов
9.5 Мероприятия по охране водных ресурсов
9.6 Мероприятия относительно предупреждения загрязнения атмосферы
9.7 Аварийные ситуации соответственно ст.66 З-ну Украины «Об охране НПС»

10 ЭКОНОМИЧЕСКИЕ РАСЧЕТЫ
10.1 Методическое обоснование расчета экономического эффекта
10.2 Расчет годового экономического эффекта от внедрения технического предложения
ВЫВОД
ЛИТЕРАТУРА
ДОПОЛНЕНИЯ

ЧЕРТЕЖ:
1 Технологический комплекс для добычи нефти с помощью штангового винтового насоса с наземным поводом (А1)
2 Наземный повод винтового штангового насоса (А1)
3 Наземный повод винтового штангового насоса СК 2 (А1)
4.1 Упорный переводник. Сборочный чертеж (А2)
4.2 Якорь. Сборочный чертеж (А2)
5 Компоновка глубинного оборудования. Общий вид (А1)
6.1 Схема монтажа винтового штангового насосу с наземным поводом (А2)
6.2 Муфта опорная (А3)
6.3 Опора штанги (А3)
7 Технологический процесс изготовления крышки (А1)

ПРИМЕЧАНИЯ:
 В наличии также спецификации, маршрутная карта, ведомость проекта
5 РОЗРАХУНКИ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ
5.1 Енергокінематичний розрахунок привода

Електродвигун вибирають за потужністю та частотою обертання .
Потужність двигуна повинна бути більшою від потужності ведучого вала на величину загальних втрат:
(5.1)
За умовами задачі, ,
де – ККД пасової передачі,
– ККД зубчастої передачі,
– ККД муфти.
Значення ККД беремо довільним у межах, що задані в табл. 1.1.

Значення потужності на ведучому валі
(Вт) = F (H) · V (м/c) (5.2)
Тоді
;

Визначаємо частоту обертання електродвигуна
; (5.3)
де – частота обертання ведучої ланки:
– передаточні числа кінематичних пар.

У нашому випадку: 
(5.4)

;
.
Знаючи значення потужності і частоти обертання , підбирають необхідний електродвигун. Як правило, приймають закриті двигуни з обдуванням серії 4А ГОСТ 19523 – 81.
Виберемо двигун серії з = 45кВт та асинхронною частотою обертання = 1460об/хв.
Величину навантаження визначають за формулою:
, (5.5)
де – розрахункова потужність двигуна.
При розрахунках допускається від’ємне значення, тобто перевантаження двигуна, але не більше ніж 5...6 %.
,
тобто двигун працює з недовантаженням 19,42%.
Вибравши електродвигун, визначають загальне передаточне число привода:
(5.6)
Перевірка: обертовий момент на валу привода стрічкового транспортера можна визначити з умови завдання:
(5.7)
Допускається незначна різниця між значенням моменту на валу привода стрічкового транспортера, що отримані двома способами.




5.2 Розрахунок зубчастої передачі приводу гідрогальма приводу
5.2.1 Вибір марки сталі зубчастих коліс

Для виготовлення шестірні та колеса вибираємо відносно дешеву леговану сталь 40Х.
Н1 = 250 НВ
Н2 = 180 НВ

5.2.2 Розрахунок допустимих контактних напружень

Обчислюємо допустимі контактні напруження окремо для шестірні та колеса за формулою:
(5.8)
Границі контактної витривалості зубців: шестірні та колеса у МПа:
- шестірні:
;
- колеса:
.
– коефіцієнт небезпеки, для коліс із однорідною структурою = 1,1;
– коефіцієнт довговічності, який ураховує можливості збільшення допустимих навантажень:
(5.9)
де – база випробувань;
для матеріалу шестірні
;
для матеріалу колеса

– еквівалентне число циклів навантаження зубців за строк служби передачі:
(5.10)
де – сумарне число циклів навантаження зубців шестірні або колеса за строк служби передачі:
, (5.11)
де n – частота обертання шестірні або колеса, об./хв.;
h – строк служби передачі, год.
Для шестірні
;
Для колеса
.
– коефіцієнт еквівалентності. Вибираємо для середнього режиму навантаження (В)
Визначимо за одержаними даними та .
Для шестірні:
(5.12)
Для колеса:
(5.13)
Тоді
;
.
Існують обмеження коефіцієнта довговічності при однорідній структурі матеріалу зубчастих коліс 1 2,6. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .
Обчислюємо допустимі контактні напруження:
Для шестірні:
. (5.14)
Для колеса:
(5.15)
Для прямо- і косозубих передач при HB > 350 за розрахункове допустиме напруження беруть менше із двох значень та .
Для косозубих передач, якщо твердість зубців хоча б одного колеса HВ < 350HB, за розрахункове беруть: із виконанням умов ,
де – менше з двох значень та , а
для конічних передач з прямим зубом.
;

409,09 < 1,23·390,91;
409,09 < 480,82 (МПа).
Допустиме напруження визначають окремо для зубців шестірні та зубців колеса , МПа за формулою
(5.16)
де – границя витривалості зубців при згині, ;
;
.
– коефіцієнт впливу напряму прикладання навантаження на зубці:
- при однобічному прикладанні навантаження (нереверсивна передача) –
– коефіцієнт довговічності:
, (5.17)
де – базове число циклів ;
– еквівалентне число циклів:
(5.18)
де – сумарне число циклів,
– коефіцієнт еквівалентності;
Виходячи з даних при (СН) режимі навантаження =1,00
Для шестірні:
(5.19)
Для колеса:
(5.20)
– коефіцієнт небезпеки,
=1,75 – при ймовірності надійності зубців 0,90.
Необхідно врахувати обмеження : при однорідній структурі матеріалу (H < 350 HB) або зі шліфованою перехідною поверхнею зубів незалежно від твердості 1 2,08. Якщо значення коефіцієнта довговічності менше 1, то приймаємо .
Обчислюємо допустимі навантаження на згин:
для шестірні
(5.21)
для колеса:
(5.22)

5.2.3 Розрахунок активних поверхонь зубців на контактну втому

Розрахункове контактне напруження , (МПа):
(5.23)
де – (H); – (мм); – (мм);
– коефіцієнт, що враховує механічні властивості матеріалів зубчастих коліс (найбільш імовірне значення = 275 МПа);
– коефіцієнт форми спряжених поверхонь зубців:
(5.24)
– коефіцієнт сумарної довжини контактних ліній, визначається відповідно до значення коефіцієнта осьового перекриття :
(5.25)
(5.26)
(5.27)
при <0,9
(5.28)
Коефіцієнт торцевого перекриття;
(5.29)
<0,9; тому
(5.30)
– враховує розподіл навантаження по ширині зуба;
=1,07 – враховує розподіл навантаження між зубцями
Розраховуємо активні поверхні зубців на контактну втому:
(МПа).
Допускається розрахункове контактне напруження у межах:
;
.

5.2.4 Розрахунок зубців на втомну міцність при згині

Розрахункове напруження згину , (МПа), у зубцях шестірні та колеса визначаємо за формулою:
, (5.31)
де – (H); – (мм);
– коефіцієнт форми зубців (залежно від приведеної кількості зубців ZV, у випадку некоригованого зчеплення коефіцієнт зміщення x=0).
Визначимо значення
(5.32)


тоді, враховуючи, що х=0:
yf1=3,75; yf2=3,75.
= 1,2; = 1,35; =1,98.
– коефіцієнт перекриття зубців, можна наближено брати =1;
– коефіцієнт нахилу зубців; =1 – для прямозубих.
Розраховуємо зубці на втому і міцність при згині:



Таблиця 5.1 – Табличний звіт розрахунків
Параметри циліндричної передачі Значення
 шестірня колесо
Міжосьова відстань, , мм
200
Модуль, m, мм 3
Кількість зубців, Z 60 50
Кут нахилу зубців, , град.
11,48
Ширина вінця, b, мм 46 41
Ділильний діаметр, d, мм 102 297
Колова сила, Ft, H 1,1 · 103
Осьова сила, Fa, H 0
Радіальна сила, Fr, H 400,37
Допустимі контактні напруження, , МПа
518,18 390,91
Діючі контактні напруження, , МПа
419,69
Допустимі напруження на згин, [ ], МПа
257,14 185,14
Діючі напруження на згин, , МПа
132,3 132,3


5.3 Перевірка міцності вала на згин і кручення

Для зменшення обсягу перевіримо мише швидкохідний вал
- колова сила; ; a=52
- осьова сила; ; b=53
- радіальна (розпірна сила) c=53, d = 40
(5.33)
Складаємо розрахункову схему в ізометричному зображенні за значенням напряму дiючих на вал сил. Сили, що діють на вал, i моменти вважають зосередженими й розміщеними по середині довжини елементів, що їх сприймають. Точки прикладання сил та розміри беремо з ескізного компонування.
Складаємо схему навантажень у вертикальній площині.
Визначаємо реакції опор вала (Н), користуючись розрахунковою схемою з умови: .
Перевірка .
(5.34)
(5.35)
(5.36)

Аналогічно до 5.3 складаємо схему в горизонтальній площині.
(5.37)
(5.38)
(5.39)

Визначаємо сумарні згинальні моменти у характерних точках і сумарні радіальні реакції опор вала за формулами:
(5.40)
(5.41)
Будуємо епюру обертового моменту Т (Н·м).
При побудові епюри зведених моментів , значення моментів визначають за формулою
(5.42)
Коефіцієнт &#61537; ураховує різниці в характеристиках циклів навантажень:
(5.43)
де [&#61555;-1], [&#61555;0] – допустимі границі витривалості при симетричному і віднульовому циклах.



5.4 Перевірка вала на витривалість

Перевіряють найбільш небезпечні перерізи, в яких наявні концентрації напружень. Визначимо коефіцієнти запасу міцності s для небезпечних перерізів вала редуктора. Матеріал вала – сталь 40X, нормалізована.
- тимчасовий опір розриву &#61555;в = 1000 МПа;
- границя витривалості при симетричному циклі &#61555;-1= 450 МПа; &#61556;-1 = 250 МПа;
- коефіцієнти чутливості матеріалу до асиметрії циклу напружень відповідно при згині та крученні &#61561;&#61555; = 0,15; &#61561;&#61556; = 0,1.
Перевіряють найбільш небезпечні перерізи, в яких наявні концентрації напружень. Розрахунок на втомну міцність у більшості випадків виконують у вигляді перевірки коефiцiєнтiв запасу міцності в певних перерiзах вала за умовою s > [s] = 1,5...2,5.
Сумарний згинаючий момент в небезпечному перерізі дорівнює:
М зг = 57,03H&#61655;м, обертовий момент, що передає вал Тоб = 46,1H&#61655;м. Вал працює у нереверсивному режимі.
Розрахунковий коефіцієнт запасу міцності визначають у загальному випадку за формулою:
, (5.44)
де , – коефiцiєнти запасу міцності за нормальними i дотичними напруженнями відповідно (без урахування поверхневого зміцнення):
(5.45)
(5.46)
де – , – границі витривалості матеріалу валів при симетричному циклі згину i кручення = 450 МПа; = 250 МПа;
, – коефіцієнти концентрації напружень.
Коефіцієнти концентрації напружень i вибирають залежно від механічних характеристик матеріалу вала та форми концентратора напружень. Якщо у перерізі вала є кілька концентраторів напружень, то для розрахунків беруть той, для якого i бiльшi.
Для вала, що має &#61555;в = 1000 МПа, зі шпонковим пазом, виготовленого пальцевою фрезою, = 2,15, = 2,05.
– коефіцієнт впливу абсолютних розмірів поперечного вала.
Приймаємо = 0,81 при d = 35мм.
– амплітуда номінальних напружень згину. Для вала нормальні напруження згину змінюються за симетричним циклом (&#61555;а = &#61555;зг; &#61555;m = 0), [&#61555;а (MПа); (Н·м); (мм)]:
(5.47)
Дотичні напруження для валів, що обертаються тільки в один бік, змінюються за нульовим циклом ( = ), [ (MПа); (Н·м); (мм)]:
(5.48)
Осьовий i полярний момент опору перерізу треба брати за фактичними розмірами перерiзiв. Наприклад, якщо у перерізі є шпонковий паз:
(5.49)
(5.50)
де =35 – діаметр вала (мм);
=5 – глибина паза (мм); b =10 – ширина паза (мм).
;
;



.
Загальний запас міцності:




Размер файла: 2,4 Мбайт
Фаил: (.rar)

Скачать

Добавить в корзину

Занесено в корзину

        Коментариев: 0

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

Некоторые похожие работы:

К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе.