Расчет и конструирование станка качалки. 3) СК 960-68 БАК с- 65,97 процентов. Осуществлен расчет основных узлов поверхностного и подземного оборудования

• Название: Осуществлен расчет основных узлов поверхностного и подземного оборудования
• Анкор: Расчет и конструирование станка качалки
• Дата: 16.04.2022
• Размер: 0.76 Mb.
• Имя файла: 3) СК 960-68 БАК с- 65,97 процентов.doc
• Тип: Документы; #478571
• страница: 4 из 6

1.8 Обоснование вида уравновешивания проектируемой установки
Из диаграммы тангенциальных усилий видно, что при ходе головки балансира вниз наименьшие отрицательные тангенциальные усилия возникают при балансирном способе уравновешивания. Балансирное уравновешивание является наиболее простым, но при значительном числе ходов станка – качалки, в системе возникает значительные динамические силы. Также вследствие неравномерности движение противовеса, расположенного на хвосте балансира, появляется сила инерции. Величина силы инерции не влияет на величину работы, но при больших числах качании она становится большой и оказывает вредное влияние на всю установку, расшатывая ее. В нашем случае на хвост балансира приходится, ставит большое количество противовесов - 54 (вес балансирного груза равен 19643,5 Н), а установка их на балансире представляет большие трудности.

При роторном способе уравновешивания уменьшается влияние инерционных сил от противовеса, так как противовес вращается с постоянной угловой скоростью. Благодаря постоянной угловой скорости тангенциальное ускорение ротора равно нулю и, следовательно его, масса не оказывает непосредственного действуя на динамические силы в системе. Нормальное ускорение приводит к возникновение центробежной силы, направленной вдоль кривошипа и воспринимаемой подшипниками кривошипного вала. Но из диаграммы тангенциальных усилии видно, что при роторном уравновешивание имеет место самое большое значение амплитуда тангенциальных усилии.

Комбинированное уравновешивание применяются в станках – качалках для средних нагрузок, когда применение балансирного уравновешивание приводит к большим силам инерции от противовеса.

Кроме того, по диаграмме тангенциальных усилий при комбинированном уравновешивании величина отрицательных тангенциальных усилий значительно больше, чем при роторном и еще больше, чем при балансирном уравновешивании.

На основе анализа диаграммы и предыдущих рассуждений принимаем для проектируемой установки, комбинированное уравновешивание.
1.9 Определение максимальной нагрузки в точки подвеса штанг
При работе насосной установки на балансир станка – качалки в точке подвеса штанг действуют следующие нагрузки: статические, динамические и сила трения.

Сила трения возникает в результате трение штанг 0 трубы и жидкость, а также в следствие трение плунжера насоса 0 цилиндр и составляет 2/5% от величины статических сил. К статическим нагрузкам относится вес колоны штанг и давление жидкости на плунжер насоса. Динамические силы возникает от инерции массы колонны штанг и столба жидкости, так как штанги и жидкость совершают возвратно поступательное движение.

Нагрузка на штанги , вызванные этим причинами , действует одновременно, для практических целей не обходимо знать их совокупное действие.

Эти нагрузки можно определит расчетным путем по формулам различных авторов. Из всех приближенных формул для определения экстремальных

нагрузок за цикл действия насоса наиболее точными являются формулы ВНИИ (А.С. Вирновского).

Найдем максимальную нагрузку в точки подвеса штанг на основе динамической теории А.С. Вирновского с учетом собственных колебании колонны штанг:
P_max = P_min+ P + P^В = P_min + P_Ж + d₁
,

P_{шт , (1)}

где Р_дин - динамическая составляющая максимальной нагрузки в Н;

Р_шт – вес колонны насосных штанг в воздухе,

Р_шт = q_шт · g = 2,35 · 960 · 9,81 = 22,1 · 10³ Н;

q_шт – масса 1м штанг диаметром 19мм с муфтами;

- глубина подвески насоса;

g – ускорение свободного падения;

Р'_шт – вес колонны насосных штанг в жидкости,

Р'_шт = Р_шт · в = 22,1 · 10³ · 0,89 = 19,7 · 10³ Н;

в – коэффициент потери веса штанг в жидкости;

þ_шт – плотность материала штанг, þ_шт = 7850 кг/м³;

þ_ж – плотность жидкости, þ_ж = 850 кг/м³;

Р_ж – вес столба жидкости между плунжером и штангами, определяемый из выражения,

Р_ж = þ_жg (F_пл - f_шт ) = 104 · 9,81 (6,15 · 960 – 2,83 · 960) = 2,66 ·10³ Н;

F_пл – площадь сечение плунжера диаметром 68мм;

f_шт – площадь сечение штанг диаметром 19мм;

_шт – диаметр колонны насосных штанг: _шт = 19мм;

Д_пл – диаметр плунжера насоса, Д_пл = 68мм;

ω – угловая скорость, ω = 1,256с-¹;

S_о – длина хода сальникового штока, S_о = 1,2м.

λ_шт – удлинение штанг от веса столба жидкости, определяемое по формуле:


где: Е – модуль упругости для стали:

1, и а1 – кинематические коэффициенты Вирновского, зависящие от кинематики станка – качалки;

1 – отношение угла поворота П/2 (считая от начального неподвижного положение)

при котором скорость достигает максимума при S_о = 1,2м: 1 = 1,06

для движения точки подвеса вверх.

a₁= , (2)

U_1max – действительное максимальное скорость точки подвеса штанг при ходе вверх, она равна:

А = 1- (r/в)² = 1-0,475² = 1,938;

U_1max = 1,256 · 0,57 · 1,2 · 1,02 = 0,73 м/с.

Подставляем полученные значения в формулу (2) и получим;

Е – отношение площадей расчета:

Е=

где f_тр – площадь проходного сечения 60-ти миллиметровых насосных труб,

f_тр = 19,8 см² (приложение 3) /13/

ψ – коэффициент равный,

ψ = f '_тр + f_шт = 8,68 + 2,83 = 0,754,
где f '_тр – площадь сечение 60 – ти миллиметровых насосных труб по металлу,

f '_тр = 8,68 см²

Подставим в формулу А.С. Вирновского (1) найденные числовые величины получим:

, (3)

Найдем минимальную нагрузку в точке подвеса штанг на основе динамической теории А.С.Вирновского.

где: Р_дин - динамическая составляющая минимальная нагрузка;

а₂ = а _{2 2} - кинематические коэффициенты А.С. Вирновского для движения точки подвеса вниз ₂ = 0,90 2 U_{2 max} а₂ = ₂ ω S_о (4)

где U_2max – действительная максимальная скорость точки подвеса при ходе вниз

U_2max = 1,256 · 0,57 · 1,19 = 0,85 м/с,
Подставляем полученное значение в формулу (4) и получаем;

а₂ = 0,90 · 1,256 · 1,2 = 1,25.

Подставив в формулу А.С.Вирновского (3) найденные числовые значения, получим;

( 1- 2 ) · ( 1,25 - 0,754 · 1,2 ) = 16,79 · 10³ Н.

1.10 Обоснование мощности привода и выбор двигателя
Для приведения в действие балансирного станка – качалки приводной двигатель должен обеспечивать создание на кривошипном валу редуктора момента, равного:

М_кр = Т_r

Эффективная мощность станка – качалки будет определена:

N _эф = М_кр · ω = Тrω

Так как радиус кривошипа r и угловая скорость его вращения ω постоянны, то мощность изменяется во времени по тому – же закону, что и тангенциальное усилие Т.

Следовательно, характер изменение нагрузки электродвигателя станка – качалки соответствует изменено тангенциальное усилий.

Если при выборе мощности электродвигателя исходит из максимального значение тангенциального усилия, то в точке большей части времени двигатель будет недогружен. Если же исходить из среднего значения тангенциальных усилий, то, как показало практика, двигатель будет значительно часто времени перегружаться, а в период недогрузки он не успеет охладиться, в результате чего в процессе работы двигатель будет перегреваться.

Исходя из условия более полного использование мощности электродвигателя и создание условия нормального теплового режима для него, мощность определяют по среднему квадратичному тангенциальному усилию. Основанием для этого является то, что потери энергии в электродвигателя, идущее не посредственно на нагревание, пропорциональны квадрату силы тока. Величина же силы тока приблизительно пропорционально моменту на валу электродвигателя.

Поэтому мощность электродвигателя станка – качалки можно определить, исходя из среднего квадратичного значения крутящего момента

Среднее квадратичное тангенциальное усилия выражаются формулой:

где К – число разбиении, К = 21;

Тi – тангенциальное усилие на кольце кривошипа при комбинированном способе уравновешивании.

Т_кв = 21 (3398² + 4254² + 3175² + 1576² + 32² + 1075² + 1779² + 1813² + 1028²

+ 21² + 2120² + 4177² + 5518² + 6151² + 5267² + 2476² + 318² + 676² + 547²) =

= 2894 Н.

Определим мощность двигателя по следующей формуле:

Т_кв · ω · r

N _дв = 102 r_ск , (1)
где ω – угловая скорость кривошипа, ω = 1,256сˉ¹;

r – радиус кривошипа, r = 0,57 м;

r_ск – коэффициент полезного действия станка – качалки, r_ск = 0.

Определим не обходимую мощность двигателя по формуле Д.В. Ефремова:

1- η_н η_ск

N = 0,000401 ПД²_пл · S_о n · þ_ж · Н η_н η_ск к, (2)
где Д_пл – диаметр плунжера насоса , Д_пл = 0,068 м;

S_о – максимальная длина хода сальникового штока, S_о = 1,2 м;

n - максимальное число качании в минуту, n = 12чка/мин;

þ_ж – плотность жидкости, þ_ж = 850кг/м³;

Н – глубина спуска насоса, Н = 960 м;

η_н – коэффициент полезного действия насоса, принимаем, η_н = 0,75;

η_ск – коэффициент полезного действия станка – качалки, η_ск = 0,8;

η – коэффициент подачи насосной установки, η = 0,75;

К – коэффициент степени уравновешенности станка – качалки, для

уравновешенной системы, К = 1,2.

Подставляя в формулу (2) численные значения, получим:

N=0000401·3,14·0,068²·1,2·12·850·960·

Выбираем по таблице электродвигателей (табл. У.Ш.63) /5/, применяемых для привода станков – качалок, стандартный электродвигатель с короткозамкнутым ротором типа АОП- 41 – 4, мощностью N = 4 кВт, частотой вращение вала

n = 1440 об/мин., и =1,8.

1.11 Обоснование и расчет передачи от двигателя к станку – качалке
Для станков – качалок применяются клиноременная передача.

Данные для расчета клиноременной передачи:

- передаваемая электродвигателем мощность, N = 4 кВт;

- число оборотов электродвигателя 1500 об/мин;

- номинальное число оборотов, n_э = 1440 об/мин.

В данном конструкции клиноременной передачи принят клиновой ремень,

А – 2240, для которого по ГОСТ 1284 – 68 диаметр редукторного шкива составляет Д_р = 450мм.

При этом, задаваясь максимальным числом качании nmax = 12 об/мин,

получаем общее передаточное число станка – качалки при электродвигателе с числом оборотов nэ = 1440 об/мин:

i_cr = n_max = 12 = 120

Зная передаточное число редуктора Ц2НШ – 450 i_р = 38, определим передаточное число клиноременной передачи:

i _rk = i_р = 38 = 3,16

Тогда минимальный диаметр рекомендуемого шкива на электродвигателе определим по формуле:

d_min = i_кл = 3,16 = 142мм.

Принимаем диаметр шкива на электродвигателе в соответствии с ГОСТ 1284 – 68 d_min = 140 мм.

При этом фактическое число качании станка – качалки:

n_ф = Д_р · i_р = 450 · 38 = 11,7 кач./мин.

Определяем межцентровое расстояние шкивов редуктора и электродвигателя по формуле:

ℓ = 0,25 [ ( - W ) + ( - W)² - 8у ]
где W = 2 П = 2 · 3,14 = 926

Для выбранного типа ремня, = 2240мм,
тогда ℓ = 0,25 [ (2240 – 926) +(2240 - 926² ] = 638 мм.

Для компенсации возможных отклонений в длине ремня от номинала, вытяжки их в процессе эксплуатации, а также свободного надевание ремней, при конструировании передачи должна быть предусмотрена регулировка межцентрового расстояние в сторону уменьшение на 1,5% и в сторону увеличение на 3%.

Потому максимальное межцентровое расстояние будет:

ℓ_max = ℓ + 0,03 ℓ = 638 + 0,03 · 638 = 657мм,

а минимальное межцентровое расстояние:

ℓ_min = ℓ - 0,015 ℓ = 638 – 0,015 · 638 = 628 мм.

Число ремней в передаче определяется по формуле:

Z = N· К₁ · К₂ , (1)

где N – мощность на ведущем шкиве, N = 4 кВт;

N - мощность, передаваемая одним ремнем, определяем по таблице 4 ГОСТ 1284 – 68.

Для нахождения N следует определять скорость ремня, передаваемую шкивом:

U_max = 60 · 1000 = 60000 = 10,55 м/сек

при U_max = 10,55 м/сек № = 1,69 кВт.

К₁ - коэффициент, зависящий от угла обхвата, определяем по таблице 8 ГОСТ 1284 – 68

Угол обхвата ремнем шкива диаметром = 140мм, равен:

= 180º - ℓ_max = 180º - 657 = 152º

при = 152º К₁ = 0,92

К₂ – коэффициент, учитывающий характер нагрузки и режим работы, возможные перегрузки, переменность нагрузки и. т. д.

По таблице 9 ГОСТ 1284 – 68 К₂ = 0,66.

Подставляя результаты вычислений в формулу (1), найдем число ремней в передачи:

Z = 1,69 · 0,92 · 0,66 = 3,89

Принимаем число ремней в передачи равное четырем, Z = 4.

1.12 Описание конструкции проектируемой установки

(с детальным обоснованием редуктора)
Спроектированный станок – качалка 4СК3 – 1,2 – 700 с комбинированным уравновешиванием состоит из следующих основных узлов: рама, стойка, балансир упора балансира, проверка шатуны, кривошипа, подвеска сальникового штока, клиноременная передача, электродвигатель, редуктор, поворотная рама - салазки.

Рама, на которой монтируется стойка, редуктор, поворотные салазки под электродвигатель и ограждение кривошипно-шатунного механизма выполнена из двух тавровых балок № 30.

Для уменьшение высоты фундамента станках – качалках с комбинированным уравновешиванием в месте установки редуктора прикрепляется под – редукторная подставка. На раме предусмотрены отверстия для крепления ее анкерными болтами к фундаменту при монтаже станка – качалки. Конструкция стойки представляет собой четыре основных стержня – ноги, связанных между собой поперечными связями.

Ноги стойки изготовлены из углового проката 75 × 75 × 8. Поперечные связи делят всю высоту стойки на отдельные панели высотой по 320мм. Стойка приваривается непосредственно к раме.

Балансир состоит из дуговой головки и тела балансира. Балансир выполнен из двутавровой балки № 30, что увеличивает жидкость при изгибе и обеспечивает надежную работу балансира. Для производства ремонтных работ в скважине балансир выполнен с откидной головкой.

Опора балансира представляет собой ось квадратного сечение, концы ее покается на двух рядных сферических роликоподшипниках № 3616 с размерами

До = 170мм и = 80мм с числом роликов Z = 28 и коэффициентом работоспособности С = 420000. Подшипники установлены в чугунные корпусы, которые крепятся болтами к верхней плите стойки.

Опора траверсы обеспечивает шарнирное соединение балансира с траверсой и шатунами. На станках – качалках с комбинированным уравновешиванием ось опоры траверсы, посаженное во внутреннюю обойму подшипника, по концам зажата в клеммовых зажимах двух кронштейнов. В средней части она опирается на сферический двух рядный роликоподшипник, корпус которого крепится к балансиру. Это позволяет траверсе занимать различное положение в пространстве относительно постоянного центра вращение, являющего центром в ращения подшипника. Исходя из условий унификаций для траверсы также принят подшипник № 3616.

Траверса выполнена рогообразной формы в виде сварной балки коробчатого сечение.

Траверса связывает балансир с двумя параллельными шатунами.

Шатун – соединительное звено между кривошипом и траверсом.

Шатун выполнен из стальной трубы с наружным диаметром 60мм и толщиной стенки 5мм.

В верхнюю часть шатуна вварена головка для соединения с траверсой, а к нижней приваривают опорный башмак, к которому крепится нижняя головка шатуна. В нижней головке шатуна установлен сферический роликоподшипник

№ 3610 с коэффициентом работоспособности С = 182000.

Кривошип ведущее звено, преобразующее вращательное движение ведомого вала редуктора в вертикально – возвратно – поступательное движение колонны штанг. Изменение длины хода точки подвеса штанг осуществляется изменением радиуса кривошипа без ступенчатым, плавным. Кривошипы выполнены из чугунного литья. Для уравновешивания станка – качалки на кривошипах установлены противовесы, перемещение которых осуществляется с помощью специальных ходовых винтов.

В подвеске сальникового штока ПКН – 5 качестве гибкого звена применяется канат диаметром 16мм.

Узел состоит из каната, верхней траверсы с втулкой, несущей кленовой зажим сальникового штока, и нижней траверсы с двумя втулками. Нижняя траверса служит опорой для верхней траверсы, а также корпусам для клинового зажима каната. Канатная подвеска позволяет динамометрировать установку гидравлическим динамографом.

Тормоз станка – качалки выполнен по двух колодочной схеме. Колотки крепятся к редуктору пальцем. С помощью стяжного устройства обжимается тормозной шкив, насаженный на ведущий вал редуктора. Рукоятка тормоза, насаженная на стяжной винт вынесена в кольце рамы за электродвигатель.

Клиноременное передача типа А – 2240 состоит из четырех клиновидных ремней, шкива редуктора диаметром 450мм и набора быстро сменных шкивов.

Привод станка – качалки осуществляется от асинхронного трех фазного короткозамкнутого электродвигателя с повышенным пусковым моментом, закрытого исполнение типа АОП2 – 41 – 4 с частотой в ращение вала 1440 об/мин.

Поворотная рама – салазки под электродвигатель обеспечивает быструю смену и натяжение клиновых ремней. Выполнена она в виде рамы, которая шарнирно укреплена на конце станины в трех точках. К раме прикреплены болтами салазки, на которые устанавливается электродвигатель. Рама с салазками поворачиваются вращение ходового винта.

Редуктор Ц2НШ – 450 – двухступенчатый, представляет собой совокупность двух пар цилиндрических зубчатых передач, выполненных с зацеплением Новикова.

Передачи с зацеплением Новикова состоят из двух цилиндрических косозубых колёс и служат для передачи момента между валами с параллельными осями. Особенность зацепления Новикова состоит в том, что в этом зацеплении первоначальный линейный контакт эвольвентного зацепления заменён точечным, превращающимся под нагрузкой в контакт с хорошим прилеганием.

При одинаковых габаритных размерах передачи, соприкосновение зубьев в зацепление Новикова значительно лучше, чем соприкосновение в эвольвентном зацеплении. Высокая нагрузочная способность является основным достоинством передач с зацеплением Новикова. При твёрдости рабочих поверхностей до НВ-350 можно принимать допускаемую нагрузку примерено в 2,5 раза больше допускаемой нагрузку для эвольвентных прямозубых передач тех же основных размеров, выполненных из тех же материалов, с той же термической обработкой. Благодаря большей нагрузочной способности передачи с зацеплением Новикова более компактны, точки в 1,5 раза меньше и в 2 раза легче по сравнению с передачами с эвольвентным зацеплением при одинаковой передаваемой мощности.

Передачи с зацеплением Новикова допускают больше передаточное число, а из – за хорошо удерживающейся масленой пленки между соприкасающимися зубьями уменьшается износ зубьев, повышается к.п.д. передачи.

Значительно снижается шум во время работы. Валы цилиндрических зубчатых передач лежат в плоскости разъема корпуса и крышки редуктора.

Опоры быстроходного ведущего вала выполнены на роликоподшипниках с цилиндрическими роликами, а промежуточного и ведомого валов – на конических роликоподшипниках. На концы ведущего вала, имеющие конические цапфы, насаженны шкивы тормоза и клиноременной передачи. На выходные концы ведомого вала насаженны кривошипа, положение которого после определенного срока эксплуатации необходимо менять с целью перераспределения нагрузок на зубья колос. Этим увеличивается общий срок службы ведомого колеса редуктора. Для этих целей на обоих концах ведомого вала имеются по две шпоночные канавки.

Для редуктора Ц2НШ – 450 общее номинальное передаточное отношение

i_и = 38, в том числе для быстроходной ступени i_б = 6,250 и тихоходной

i_т = 6,071

Число зубьев зубчатых колес для быстроходной ступени Z₂ = 75, для тихоходной- Z₄ = 85, число зубьев шестерни соответственно

Z₁ = 12 и Z₃=14.

Смазка зубчатых передач и опор валов осуществляется из общей масляной ванны – картера. Масло заменяет в процессе эксплуатации через шесть месяцев.