Главная страница
Навигация по странице:

  • .5 Прочностной расчет фланцевого соединения

  • Список литературы

    		•

    Кур раб Винтовой насос. Содержание Аннотация Оглавление


    Скачать 0.53 Mb.
    НазваниеСодержание Аннотация Оглавление
    Дата26.04.2021
    Размер0.53 Mb.
    Формат файлаdoc
    Имя файлаКур раб Винтовой насос.doc
    ТипПояснительная записка
    #198864
    страница4 из 4
    1   2   3   4

    3.2 Расчет на прочность вала протектора
    В протекторе для передачи крутящего момента от двигателя к насосу имеется вал. Учитывая механические характеристики выбранного материала (сталь 38 ХА, улучшение и закалка ТВЧ) и динамический характер нагружения принимаем допускаемое напряжение кручения: [ ] = 85 МПа [4].

    Подставляя в формулу значение крутящего момента, получим:

    Принимаем: = 25 мм


    3.3 Подбор шариковых упорных подшипников
    Подшипники работают при n > 10 мин-1 значит ведем выбор по динамической грузоподъёмности. При выборе учитываем чтобы внутренний диаметр d > 25 мм. Проверим, не будет ли осевая = 6 кН [6] нагрузка на подшипник превышать динамическую грузоподъемность указанную в каталоге [10]:

    ≤ =25,5 кН, следовательно принимаем упорные одинарные подшипники 8206Н ГОСТ 7872-89.

    Определим долговечность выбранных подшипников для данных условий [10]:


    =4797 ч
    Подшипник пригоден, так как расчетный ресурс больше требуемого:
    =4320 ч
    3.4 Расчет шлицевого соединения
    Расчет производим по формуле [10]:

    ;

    - 6 - число зубьев шлицевого соединения;

    - 85 МПа - допускаемое напряжение смятия для стали 38ХА (улучшение и закалка ТВЧ) в условиях динамического нагружения в неподвижном соединении;

    =240 Н-мм2- крутящий момент, передаваемый шлицевым соединением тихоходного вала;

    Dт, dm - диаметр выступов и впадин зубьев шлицевого соединения.

    Принимаем по ГОСТ 1139-80 шлицы средней серии ( :

    dm=21 мм;

    Dт=25 мм;

    - фаска на зубьях шлицевого соединения быстроходного вала. Для данного вала величина фаски:

    =0,2 мм.

    Подставляя числовые значения в формулу, получим необходимую длину шлицевого соединения для быстроходного вала:

    =3,5 м

    Принимаем: л=40мм.
    4.5 Прочностной расчет фланцевого соединения
    Болтовое соединение воспринимает нагрузку, обусловленную реактивным моментом, возникающим на корпусе насоса, и осевую нагрузку от давления создаваемого насосом.

    Расчетная схема соединения при действии реактивного момента представлена на рис. 5.5.1.

    Из исследований [7] известно Т=3,5 Н м при длине насоса 1м и давлении 1 МПа. Для конкретного случая примем Т=120 Н м. Тогда расчетная нагрузка от действия реактивного момента составит:

    = =506,3 Н

    где - число установленных болтов ( =6);

    - диаметр окружности установки болтов. =79 мм.

    Условия прочности по напряжениям среза определим по формуле [9]:

    где - число плоскостей среза ( =1);

    - диаметр болта (d=10 мм);
    =0,3· =0,3·200=60 МПа
    – допустимое напряжение среза.
    =6,44 МПа 60 МПа
    Условия прочности болтов по напряжению смятия:


    -=0,8 =0,8·200=160 МПа
    – допускаемое напряжение смятия;

    где - ширина фланца ( =20 мм).

    Принимаем Р=9,63 МПа, тогда суммарное расчетное усилие контактирующих фланцев, с учетом усилия затяжки, будет равно:
    = =161354 H
    где - диаметр центрирующего выступа ( =65 мм);

    - коэффициент затяжки ( =2.5).

    Условия прочности примет вид:
    ,
    - внутренний диаметр резьбы болта ( =8,773 мм).
    435 МПа

    =0,6 =500 МПа
    где -предел текучести на растяжение стали 35 ХМ ( =830 МПа).
    500 МПа.
    Расчетная схема при действии избыточного внутреннего давления представлена на рис. 5.5.2.

    Проверим прочность фланцев. При расчете на прочность фланец рассматривают как стержень сечения АВ(рис.5.5.2) и упруго связанный с трубой. изгибающий момент в сечении АВ:
    =1·25700·0.01=257 Н м
    где -внешнее усилие, действующее на фланец от внутреннего давления, Н.
    =32271 H
    где -коэффициент уменьшения изгибающего момента за счет упругой связи фланца и трубы ( =1).

    Напряжение изгиба во фланце (в сечении АВ) должно быть:
    0.6

    96 МПа
    Предел прочности материала фланца для стали 45 =640 МПа.

    Изгибающий момент в сечении LN:

    =183 H м

    =4,88
    Напряжение изгиба во фланце (в сечении LN) должно быть:
    =11 МПа ≤ 0.6 .
    Работоспособность фланцевого соединения обеспечивается установкой шести болтов из легированной стали 35ХМ с резьбой М10 и шагом 1 мм, материалом фланца служит сталь 45.

    Заключение.
    В выполненной квалификационной работе, в соответствии с исходными данными, мною разработана конструкция протектора. В разгрузочном узле протектора имеется герметичная камера, заполненная гидравлическим маслом, с системой обратных клапанов и диафрагмой, служащей для выравнивания давления внутри камеры с давлением пластовой жидкости, при этом опорные элементы выполнены в виде осевых упорных подшипников, размещенных в герметичной камере, тем самым повышая надежность протектора. Глубина скважины составляет 2492 м, ожидаемое пластовое давление Рпласт= 25,7 МПа.

    Также был произведен выбор необходимого электромеханического оборудования.

    Считаю, что поставленная цель квалификационной работы выполнена.

    Список литературы
    1. Ивановский В.Н., Дарищев В.И., Сабиров А.А., Каштанов B.C., Пекин С.С. Скважинные насосные установки для добычи нефти. - М: ГУП Изд-во «Нефть и газ» РГУ нефти и газа им. И.М. Губкина, 2002. -824 с.

    2. Сароян А.Е., Кузнецов В.Ф. Инструкция по расчету колонн насосно-компрессорных труб. - М.: АООТ «ВНИИТ нефть», 1998.

    3. Каталог оборудования. Часть 1. РТМ 61-63. М, Борец, 2004, с. 108.

    4. С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. Проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей ВУЗов -М.: Машиностроение, 1988.

    5. Балденко Д.Ф. Винтовые гидравлические машины // Машины и нефтяное оборудование. — 1973. - № 4.

    6. Балденко Д.Ф. Перспективы применения многозаходных одновинтовых насосов // Нефть, газ и нефтехимия за рубежом. -1993.-№ 10-11 Балденко Д.Ф. Многозаходные винтовые механизмы в нефтепромысловой технике // НТЖ. Строительство нефтяных и газовых скважин на суше и на море.-1997.-№ 1.

    7. Фоменко А.Н. Винтовые и шестеренные насосы ОАО "Ливгидромаш". // Химия и нефтегазовое машиностроение . -1998.-№ 2.

    8. Проектирование деталей машин: Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей ВУЗов / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. - 2-е изд. - М.: Машиностроение, 1988.

    9. Ю.Дунаев П.Ф., Леликов О.П. - Конструирование узлов и деталей машин: Учебное пособие для машиностроительных специальностей ВУЗов. - 4-е изд. -М.: Высшая школа, 1985.

    10. Уразаков К.Р.. Андреев В.В., Жулаев В.П. - Нефтепромысловое оборудование для кустовых скважин. - М.: Недра, 1999.

    12 .Балденко Д.Ф.. Балденко Ф.Д.. Коротаев Ю.А. Способ оптимизации геометрических параметров профиля рабочих органов одновинтовой гидромашины. Патент 2150566 РФ, с приоритетом 10.06.2000.




    1   2   3   4

    написать администратору сайта