Клуб студентов "Технарь". Уникальный сайт с дипломами и курсовыми для технарей.

(374 )

Расчетная часть-Расчёт Насосного агрегата АЧФ-700-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для капитального ремонта, обработки пласта, бурения и цементирования нефтяных и газовых скважин-Текст пояснительной записки выполнен на Украинском языке вы мож

ID: 207858
Дата закачки: 19 Марта 2020
Продавец: leha.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 Насосного агрегата АЧФ-700-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для капитального ремонта, обработки пласта, бурения и цементирования нефтяных и газовых скважин-Текст пояснительной записки выполнен на Украинском языке вы можете легко его перевести на русский язык через Яндекс Переводчик ссылка на него https://translate.yandex.ru/?lang=uk-ru или с помощью любой другой программы для перевода
5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Расчет основных параметров насоса АЧФ- 700
5.2 Определение усилий, действующих в элементах кривошипно-шатунного механизма насоса
5.3 Расчет элементов гидравлической части насоса
5.4 Расчет элементов клапана на прочность
5.5 Расчет гидрокоробки на статичную прочность
5.6 Расчет долговечности уплотнения насоса АЧФ- 700


Комментарии: 5 РОЗРАХУНКИ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ
5.1 Розрахунок основних параметрів насоса АЧФ-700

Для проведення гідравлічного розриву пласта на свердловині слід використати наступне обладнання:
а) агрегат АЧФ-700 – 4шт;
б) піскозмішувач 4ПА – 1шт;
в) блок маніфольд БМ – 700 – 1шт;
г) автоцистерна АЦ10 – 5шт.
Отже, проведемо розрахунок одного з основних агрегатів, що використовується при ГРП. Даним агрегатом являється насос АЧФ-700 з робочим тиском 70 МПа, що входить в комплект насосного агрегату АЧФ-700.
Привід агрегату здійснюється дизельним двигуном типу Воля 12 АНДВа-ИЛ через восьмишвидкісну коробку передач.
Експлуатаційна потужність Ne при частоті обертання валу n=1800 хв-1 рівна 544 кВт.
Вентилятор відцентрового типу системи цього двигуна змонтований на носку, при обертах двигуна 1800 – 2000 хв-1 споживає потужність Nв, яка рівна 28,7 кВт.
З урахуванням потужності, яку споживає вентилятор, потужність двигуна буде рівна:
Nдв=Ne-Nв; (5.1)
Nдв = 544-28,7 = 515,3 кВт.
Загальне передавальне відношення ізаг.п агрегату складає:
 ізаг.п = ікор.п.  інас; (5.2)
де ікор.п – передавальне відношення коробки передач при включених швидкостях номер 1, 2, 3, 4 і при і кор.п1 = 4,67; ікор.п.2 = 3,43; ікор.п.3 = 2,43; ікор.п.4 = 1,94
інас – передавальне відношення зубчастої пари насоса, інас = 4,83

Отже, згідно формули (5.2) отримаємо:
ізаг.п.1.= 4,674,83=22,6;
ізаг.п.2.=3,434,83=16,56;
ізаг.п.3.=2,434,83=11,75;
ізаг.п.4.=1,944,83=9,37.
Частота обертання корінного валу насоса, яка відповідає розглядуваному режиму, визначається за співвідношенням
nn= (5.3)
n1= ;
n2= ;
n3= ;
n4= .
де nдв – частота обертання валу двигуна;
nn-частота на n-ій передачі.
Подача насоса визначається із відношення:
Qn = ; (5.4)
де і – число плунжерів, і = 3;
n – частота ходів плунжера, хв-1;
s – хід плунжера, мм;
0 – об’ємний коефіцієнт втрат, який характеризує вплив втрат через ущільнення клапанів, сальників і клапанні щілини внаслідок запізнення посадки клапанів, який визначимо з формули (5.5):
0 = 12, (5.5)
Значення 1 для працюючого насосу при нормальній частоті ходів в хвилину згідно дослідних даних складає 0,960,99.
Приймемо
1 =0,97.
2 – коефіцієнт наповнення, який задлежить від складу газу і інших факторів. Приймаємо 2=1, враховуючи, що насос на 70МПа працює з підпором.
Тоді згідно формули (5.5) отримаємо:
0 =0,97 1=0,97.
При прийнятих параметрах визначаємо подачі насоса при роботі на різних швидкостях. Відношення для визначення подачі Qn насоса на 70 МПа складає при роботі плунжером Dпл = 100мм.
Qn = 0.0761n; (5.6)
 При роботі плунжером Dпл = 120мм.
Qn = 0.113n; (5.7)
Тоді подача насоса при роботі на різних швидкостях складатиме:
при Dпл = 100 мм
Q1 = 0,00606 м3/с
Q2 = 0,00826 м3/с
Q3= 0,01165 м3/с
Q4 = 0,0146 м3/с
при Dпл = 125 мм
Q1 = 0,009 м3/с
Q2 = 0,01225 м3/с
Q3 = 0,01735 м3/с
Q4 = 0,0217 м3/с
Тиск, який відповідає цим подачам визначається по формулі:
Рп = , (5.8)
де Nгідр – гідравлічна потужність насоса, яку знайдемо за формулою (5.9):
Qn – подача насоса;
Nгідр=Nдвзаг, (5.9)
де заг – коефіцієнт корисної дії агрегату
заг =1нас. мех. нас. гідр  пер (5.10)
де 1 – коефіцієнт витрат, 1=0,97;
нас.гідр - гідравлічний коефіцієнт корисної дії (к.к.д.) насоса, який оцінює величину втрат напору в насосі. В залежності від експериментальних даних значення нас.гідр =0,99;
пер – к.к.д. передач між двигуном і насосом в залежності від кінематичної схеми агрегату,
пер = 2зуб = 0,9752=0,95; (5.11)
Значення зуб =0,975 згідно ГОСТ 1643-80.
нас.мех.=зуб. кр. шат.пл. сал; (5.12)
де нас.мех. – механічний к.к.д. насоса
зуб – к.к.д. зубчастої передачі насоса з підшипниками, зуб=0,975;
кр.шат – к.к.д. кривошипно–шатунного механізму, кр.шат =0,96;
пл.сал. к.к.д. групи плунжер – сальник.
Значення тертя манжети до плунжера визначається по формулі (5.13):
Fтр = DплlpP (5.13)
де  - коефіцієнт тертя. Для гумових манжет =0,040,06. Враховуючи якість виготовлення, приймаємо =0,04;
Dпл – діаметр плунжера, Dпл=100 мм і Dпл=120 мм;
lp – довжина робочої поверхні манжети, lp = 16 мм і lp = 20 мм;
Р – робочий тиск в циліндрі насоса, Р’=70МПак і Р=50Мпа.
Тоді згідно (5.13)
F’тр = 0,04101,6700=1406,72 кгс=14067Н;
Fтр = 0,04122500=1507,2 кгс=15072Н;
Потужність тертя визначається по формулі (5.14):
Nтр= (5.14)
де V – швидкість поступового руху частинок.
V= (5.15)
де S – хід поршня, S=0,2 м;
n – частота ходів в хвилину, n=79,6 хв-1;
Для режиму роботи насоса
Р=70 МПа, n=79,6 хв-1
Р=50 МПа, n=79,6 хв-1
Отже, згідно формули (5.15) отримаємо:
V= ;
Підставивши значення V в формулу (5.14) будемо мати:
Nтр= кгсм2/с3 = 0,0974 кВт;
N”тр= =104,42 кгсм2/с3 = 0,104 кВт.
При роботі агрегату на трьох інших швидкостях потужність тертя залишається без зміни.
Сумарний розхід потужності на визначення сил тертя плунжерних груп враховуємо наступним чином: в кожний даний момент ми маємо нагнітання в 2-х циліндрах і всмоктування в одному, або навпаки. В процесі всмоктування втрати на тертя плунжерної групи дуже незначні; тому їх можна не враховувати. В процесі нагнітання втрати від сил тертя плунжерних груп в середньому повинні бути враховані коефіцієнтом 1,5. Але в розрахунку приймаємо 2, тобто розхід на подолання сил тертя, враховуємо для двох плунжерних груп, що іде в запас.
Тоді
Nтр=297,46=194,92 кгс/м2/с3=0,195 кВт;
Nтр=2104,42=208,84 кгс/м2/с3=0,209 кВт;
пл.сал= (5.16)
де Nд – потужність двигуна, кВт;
Nт – потужність, яка втрачається на тертя, кВт.
Звідси
пл.сал= ;
пл.сал= ;
Приймаємо пл.сал =0,99.
Отже з формули (5.12) отримаємо:
нас. мех =0,9750,960,99=0,93;
Відповідно загальний к.к.д. всього агрегату (формула 3.10) буде рівний:
заг=0,970,930,990,95=0,85;
Гідравлічна потужність при заг буде складати:
Nгідр=515,30,85=438 кВт=596 к.с.
при цьому тиск (формула 3.8), який розвиває насос буде складати:
Р1 = 737,6 кгс/см2 = 73,8 МПа;
Р2 = 541 кгс/см2 = 54,1 МПа;
Р3 = 383,7 кгс/см2 = 38,4 МПа;
Р4 = 306,1 кгс/см2 = 30,6 МПа;
Р1 = 496,7 кгс/см2 = 49,7 МПа;
Р2 = 364,9 кгс/см2 = 36,5 МПа;
Р3 = 257,6 кгс/см2 = 25,8 МПа;
Р4 = 205,9 кгс/см2 = 20,6 МПа.
Дані розрахунків зводимо в таблицю 5.1. Визначаємо потужність на транспортному валу насоса згідно формули (5.17). Привідна потужність на транспорному валу насоса складає
Nтр= (5.17)

5.2 Визначення зусиль, діючих в елементах кривошипно-шатунного механізму насоса

Зусилля діючі в елементах кривошипно-шатунних механізмів, виникають від сил тиску рідини, сил тертя і сил інерції мас, що обертаються, і мас, які здійснюють зворотно-поступальний рух. Сили інерції враховувати не будемо, внаслідок їх незначної дії в порівнянні з зусиллями від сил тиску рідини. На рисунку 5.1 дана схема зусиль, діючих на кривошипно-шатунний механізм.
Сили тертя, які виникають в механізмі, враховуються коефіцієнтом корисної дії, значення яких приведені вище. Для зручності подальшого розрахунку корінного валу і підшипників зусилля S, діюче на ексцентрику, розкладаємо на горизонтальну і вертикальну складові.
Т

Р900



S2 N
P2
S
 
P1 Pпл 

2700 1800 P2 N
Рисунок 5.1 — Схема визначення зусиль, що діють в елементах кривошипно – шатунного механізму насоса
Рпл — сила тиску рідини на плунжер, МПа; Р1 — зусилля вздовж плунжера, кН; Р2 — зусилля на пальці крейцкопфа, кН; S — складова частина зусилля, що діє вздовж осі шатуна, кН; N — нормальна складова зусилля Р2, кН; Т — тангенціальне зусилля, кН

Визначаємо всі перелічені зусилля.
Сила тиску на плунжер рівна
Рпл = РFпл = (5.18)
де Dпл – діаметр плунжера, мм;
Р – робочий тиск, який створює насос, МПа;
Для Dпл=100 мм і Р=70 МПа=700 кгс/см2
З формули (5.18) отримаємо:
Рпл=700 =55000 кгс=550000Н;
Для Dпл=120 мм і Р=470 кгс/см2 =47 МПа;
Рпл=470 =53200 кгс=532000Н.
За розрахунком приймаємо максимальне зусилля, яке виникає в насосі:
Рпл=550000Н.
З урахуванням к.к.д. групи плунжер-ущільнення, зусилля вздовж плунжера складе:
Р1= Н. (5.19)
Зусилля на пальці крейцкопфа з урахуванням к.к.д. 2=0,96, буде:
Р2= Н; (5.20)
Визначення зусиль S, N, T проводимо графічним способом.
Складову сили Р2 по шатуну визначаємо із співвідношення:
(5.21)
Її максимальне значення рівне:
(5.22)
де max – максимальне значення кута, який складений віссю шатуна з віссю насоса, визначимо цю величину з формули (5.23):
(5.23)
(5.24)
В нашому випадку:
;
Тоді, з формули 5.24
; ; tg max=0.142; cosmax=0.99.
Отже, при тиску Р=70 МПа максимальне зусилля S, яке діє на ексцентрику буде рівне згідно формули (5.22)
Smax= H.


5.3 Розрахунок елементів гідравлічної частини насоса

Розрахунок елементів гідравлічної частини насоса на міцність проводимо для режиму максимального тиску 70 МПа.
Визначення висоти підйому клапана, швидкості посадки його і швидкості рідини в клапанній щілині проводимо для режиму максимальної подачі при частоті ходів n=192 хв-1 при роботі з плунжером Dпл=120 мм.
Основним відношенням для розрахунку клапана є залежність між частотою ходів і висотою підйому клапана, звідси визначається границя появи стуку від n до nmax. В нашому випадку n=192 хв-1 . Максимальна висота підйому клапана визначається по формулі (5.25):
hmax= (5.25)
де F – площа плунжера, м2;
R – радіус кривошипа, м;
Нкл – висота підйому клапана, м;
dкл – діаметр клапана, м;
 - кутова швидкість кривошипа, с-1;
 - коефіцієнт розходу;
 - кут нахилу, який утворює конічну частину складає =30 (cos=0.866).
За формулою (5.26) визначимо площу поперечного перерізу плунжера:
F= = 0,0113 м2 ; (5.26)
де Dпл – діаметр плунжера, м;
З формули (5.27) визначимо радіус кривошипа:
R= = 0,1 м. (5.27)
Визначимо кутову швидкість кривошипа:
= 20 с-1 (5.28)
де n – частота подвійних ходів плунжера
Умовно приймаємо =1
Отже
;
Звідси отримаємо співвідношення:
Нкл= .
Відкритий клапан знаходиться в рівновазі в потоці рідини, яка протікає через нього під дією різниці тисків під клапаном і над ним, урівноважуючи його сумарним гідравлічним навантаженням.
Нкл= (5.29)
де Рпр – навантаження пружини при відкритому клапані, кгс;
Рпр =у
де  - жорсткість пружини, см;
Gкл – вага клапана в зборі з пружиною, кгс;
 - питома вага рідини;
Gкл=258+0,2=2,78 кгс = 28 Н;
Площина січення прохідного отвору сідла клапана буде рівна:
fc= = 0,00502 м2 (5.30)
Сумарне гідростатичне навантаження на клапан Нкл, являє собою опір клапана. Приведене відношення дозволяє визначити необхідне зусилля пружини.
Розв’язуючи рівняння відносно Рпр отримаємо:
Ррп=Нкл    fc - Gкл  ; (5.31)
де  - питома вага рідини. Для води =1000 кг/м3.
Отже, отримаємо:
Рпр¬= ;
З іншої сторони маємо наступні відношення для вибору розмірів пружини
Рпр= ; (5.32)
де G – модуль пружності при зсуві, G = 81010 Мпа;
d – діаметр проволоки пружини, м, d = 0,004 м;
Dср – середній діаметр витка пружини, м;Dср=0,05;
і – число робочих витків пружини, і = 6;
у – деформація пружини при відкритім клапані визначається згідно (5.33):
у=h1+hmax ; (5.33)
де hmax – деформація пружини при максимальній висоті підйому клапана
h1 – попередня деформація пружини, м
h1=31,7 мм = 0,0317 м
Тоді:
Рпр= = 341+(0,0317+hmax)
341
Задаючись різними значеннями hmax шляхом підбору визначимо її дійсну величину:
hmax  8,6 мм = 0,0086.
Перевірка:
3410,00863 + 13,58  0,00862 – 0,001215 = 0;
0,001213  0,001215.
Максимальна висота підйому клапана:
hmax = 8,6 мм і Nhmax = 1928.6=1650
Повна деформація пружини при відкритому клапані складає:
у=0.0317+0,0086=0,0403 м;
Рпр=3410,0403=138 Н – зусилля пружини при відкритому клапані згідно, (5.32).
Зусилля пружини при закритому клапані:
Рпр=3410,0317=108 Н.
Напруження в поперечному січенні витка при відкритому клапані складає:
 = ; (5.34)
 = = 275 МПа.
Матеріал пружини сталь 60 С2 по ГОСТ 2052-74
Механічні властивості:
т = 120 МПа;
в= 130 МПа.
Рекомендовані допустимі напруження
700 МПа
Сумарне гідростатичне навантаження на клапан згідно (5.31)
Нкл = 3,28 м.
Швидкість посадки клапана рівна:
Vкл = hmax   = 8.620=172 мм/с=0,172 м/с; (5.35)
Критична швидкість, при якій може появитися стук клапанів, складає
Vкл = 100140 мм/с.
При замірах фактичних швидкостей посадки клапанів насосів стук клапанів появляється при Vкр = 200 мм/с
Швидкість рідини в клапанній щілині визначимо за формулою (5.36):
Vр =  (5.36)
де  - коефіцієнт швидкості, рівний 0,60,8.
Приймаємо =0,8 і отримаємо:
Vр = 0,8 = 6,416 м/с.
Визначимо швидкість рідини в найменшому січенні сіла з урахуванням його стиснення потоками клапана:
Vс = (5.37)
де fc – потік клапана;
fc = fc - 4f = 0,00502 – 0,0009 = 0,00412 м2;
Vс = = 5,5 м/с;
Швидкість потоку в сідлі клапана переважно 34 м/с
Для порівняння нижче проведемо розрахунок, в якому за розрахунковий діаметр прийнятий діаметр сідла клапана dсід = 80 мм = 0,08 м
Тоді:
hmax = ; (5.38)
hmax = ;
звідси
Нкл = ;
Зусилля в пружині буде рівним:
Ррп = ;
Отримаємо наступне відношення:
Ррп = 341 (0,0317+hmax);
=341 (0,0317+hmax);
341h3max+13,58 h2max –0,00274=0;
при
hmax = 12,5 мм = 0,0125 м;
341 0,01253+13,58 0,01252-0,00274=0;
0,002780,00274;
При отриманому значенні hmax = 12.5 маємо наступне:
Nhmax = 192 12,5=2400;
Отже, гідростатичне навантаження на клапан буде рівне:
Нкл = 2,8 м.
Повна деформація пружини при відкритому клапані:
у =0,0317+0,0125=0,0442 м;
Зусилля в пружині:
Рпр = 3410,0442=150,5 Н;
Швидкість опускання клапана і швидкість рідини згідно (5.35 і 3.36) відповідно будуть рівні:
Vкл = hmax   = 12.520=250 м/c;
Vр. = 0,8 =5,92 м/с.
5.4 Розрахунок елементів клапана на міцність

Горизонтальна посадочна поверхня тарілки клапана розраховується на зминання
зм = ; (5.39)
де Q - зусилля, яке діє на таріль, кгс;
Fзм – площа зминання, см2
Q = Pp  ; (5.40)
де dт – діаметр тарілки, см;
Рр – робочий тиск, кгс/см2;
Q = 700  =40641 кгс = 406410 Н;
Fзм = ( )+3вn; (5.41)
де Dн і Dвн – зовнішній і внутрішній діаметри сідла, см
Fзм = ( )+31,52,2=15,19 см2=0,00152 м2;
Отже, напруження зминання буде рівним:
зм = =2675,5 кгс/см2=267,5 МПа;
Граничні допустиме напруження зминання:
; (5.42)
де т – напруження текучості (границя текучості), кгс/см2
nт – коефіцієнт запасу міцності, nт = 2;
кгс/см2 = 300МПа.
Зовнішню поверхню сідла клапана провіряємо на зминання згідно (5.39). Найбільш діюче на сідло зусилля складає
Q = = 792 кН;
Бокова поверхня сідла буде рівна
Fзм = 0,7Dсрn = 0,710,72,5=16,46 см2 = 0,001646 м2;
Напруження зминання буде рівний:
зм = =4867 кгс/см2 = 487 МПа;
Матеріал сідла клапана сталь 40ХНМ.


 5.5 Розрахунок гідрокоробки на статичну міцність

Матеріал гідрокоробки – сталь 35Л
границя міцності матеріалу   в = 500 МПа;
границя текучості матеріалу   т = 280 МПа;
границя витривалості    -1 = 200 МПа;
Кут конусності гідрокоробки: =7,6;
середній діаметр конуса; dср = 115 мм;
висота конуса: h = 50 мм;
робочий тиск: р = 70 Мпа
Рівняння рівноваги сил, що діють на місце посадки сідла в гідрокоробці у вертикальній площині:
Nsin + Fтрcos = Q; (5.43)
де N – нормальна складова сил тертя;
Fтр - сила тертя;
Q – зусилля, діюче на сідло у вертикальній площині;
Fтр = fN, (5.44)
f = 0,1 – коефіцієнт тертя сталі по сталі [23].
Зусилля, що діє на сідло:
Q = 0,727 МН; (5.45)
Нормальна складова сили тертя
N = =3.14МН; (5.46)
Бокова поверхня контактуючого конуса сідла:
S = dсрh = 3.140.1150.050 = 0.0181 м2; (5.47)
Напруження в гідрокоробці, що виникають внаслідок контактного тиску з сідлом буде рівним:
 = = 173,5 МПа;  а. (5.48)
Коефіцієнт запасу міцності
n = 1,6 ;   n1,4. (5.49)
Умови міцності виконані.


5.6 Розрахунок довговічності ущільнення насоса АЧФ-700

За експериментально отриманими формулами можна визначити довговічність змінних деталей гідравлічної частини в залежності від умов роботи.
Наприклад, для ущільнень плунжера:
, (4.50)
де Т – час роботи ущільнення, год;
n – частота навантаження, число ходів (циклів) в хвилину;
К – коефіцієнт працездатності, приймається рівним 250 – 300 в залежності від форми і матеріалу ущільнювача;
Р – тиск ущільнюваного середовища, МПа.
Приймаємо тиск максимальним (для насоса АЧФ-700 Р=70 МПа, n=80хв –1) і К=250 – 300.
Отримаємо
.
і для мінімального тиску Р=10МПа

Дійсна довговічність ущільнень знаходиться між отриманими значеннями, оскільки значення робочого тиску в агрегатах АЧФ-700 знаходиться в межах від 40МПа до 70МПа.
З даної формули видно, що ресурс роботи ущільнень обернено пропорційно залежить від тиску ущільнюваного середовища і частоти ходів поршня.


Размер файла: 705,7 Кбайт
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 воспользваться поиском по базе.