КР расчеты. 2 Есептеу блімі 1 цнс 1801900 сорабыны жмысшы элементтерін есептеуге арналан бастапы деректер
![]()
|
2 Есептеу бөлімі 2.1 ЦНС 180-1900 сорабының жұмысшы элементтерін есептеуге арналған бастапқы деректер ЦНС 180-1900 көпсатылы ортадан тепкіш сорабы арыны 1900 метрге жететін терең ұңғымаларда, 180 м3/сағ берілісімен сұйық айдап-соруға қолданылады. Сораптың негізгі жұмысшы элементтерін есептеуге арналған бастапқы мәліметтер 2.1-кестеде берілген. 2.1-кесте – ЦНС 180-1900 сорап қондырғысының техникалық сипаттамасы
2.2. Жұмысшы дөңгелектің ағынды каналын есептеу Есеп үшін бастапқы деректер: Берілісі: 710 ![]() ![]() Арыны: 280 м; Тезжүргіштік коэффициенті: ![]() мұндағы ![]() n = 50 – дөңгелектің айналу жиілігі, айн/с; Q = 0,2 – сорап берілісі, ![]() ![]() Жұмысшы дөңгелектің каналындағы сұйық шығыны, ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Жұмысшы дөңгелектің кіреберісіндегі диаметрі, м: ![]() мұндағы ![]() ![]() Сораптың ПӘК-і: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.1-сурет – Жұмысшы дөңгелек Сораптың тұтынылатын қуаты, кВт: ![]() мұндағы Н=280 – сораптың жалпы арыны, м; ![]() ![]() Біліктің минималды рұқсат етілген диаметрі, м: ![]() мұндағы ![]() ![]() Барлық ЦНС-180 сораптың білік диаметрі Dв=0,07 м. Төлкенің ішкі диаметрі, м: ![]() ![]() Дөңгелектің кіреберісіндегі диаметрі, м: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() Қалақшаның кіреберіс жиегіндегі дөңгелек диаметрі, м: ![]() ![]() Қалақшаның кіреберіс жиегіндегі жұмысшы дөңгелек каналының ені,м: ![]() мұндағы ![]() ![]() Қалақшаның кіреберіс жиегіндегі бұрышы: ![]() мұндағы шабуыл бұрышы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() β₁=20⁰; ![]() Дөңгелектің орташа диаметрін ![]() ![]() Дөңгелектің шығаберісіндегі сұйықтың абсолютті жылдамдығын құрайтын айналмалы коэффициенті: ![]() мұндағы ![]() ![]() Айналмалы жылдамдық: ![]() ![]() Қалақшаның кіреберіс жиегіндегі жұмысшы дөңгелек каналының ені: ![]() мұндағы ![]() ![]() Қалақшаның кіреберіс жиегіндегі бұрышы ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() Қалақшалардың оңтайлы санын К.Пфлейдерера формуласымен анықтаймыз,[13]: ![]() мұндағы k=6,5; ![]() Қалақшалардың шексіздік санындағы дөңгелектің теориялық арыны: ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Есепті тексеру: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Бірінші және екінші өлшемдердің арасындағы жуықтаулар айырмашылығы мағынасыз.Есеп аяқталды. 2.3 Ортадан тепкіш сораптардың білігіне есеп Гидравликалық ПӘК-тің ![]() ![]() ![]() Көлемді ПӘК: ![]() Жұмысшы дөңгелектің дискілі үйкелісуіндегі қуаттың жоғалуы,кВт: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() 2.2-сурет – Біліктегі қуат. Тұрқы қабырғасы мен дөңгелек арасындағы қуыстағы ағынның кинетикалық энергиясының бөлігін қалпына келтіру дискілі үйкелісудегі қуаттың жоғалуы азаяды: ![]() мұндағы ![]() ![]() Бүйіржақ тығыздалуындағы үйкелісуіне қуаттың жоғалуы, Вт: ![]() мұндағы f=0,1- үйкелісу коэффициенті; ![]() ![]() Сырғанаудың радиалды тіректеріндегі қуаттың жоғалуы: ![]() мұндағы ![]() d=0,07 m- білік диаметрі; ![]() ![]() ![]() Механикалық жоғалулардың қосындысы: ![]() мұндағы ![]() ![]() Сораптың қуатын келесі формуламен анықтаймыз: ![]() ![]() Біліктегі айналу моменті: ![]() Айналудың кернеуі: ![]() ![]() Біліктің иілуін тудыратын ортадан тепкіш күш: ![]() мұндағы m=8.6- соғудың теңгерімсіздігі бар жұмысшы дөңгелек пен жүк түсіретін өкшеліктің салмағы; r=0.075- жұмысшы дөңгелек үшін соғу; r=0,015- тығыздауыш беттер үшін; R=0,03- қорғаушы төлкелер үшін; ![]() ![]() ![]() Біліктің тірек реакциясын ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() Созылу кезіндегі кернеу, Па: ![]() Эквивалентті созылу, Па: ![]() ![]() Қордың беріктігін k білік материалының ағу шегінен анықтаймыз, болат үшін 40ХФА=800МПа, k=12÷20 легирленген болат үшін: ![]() Сондықтан, біліктің 70 мм диаметрі статикалық беріктікті қамтамасыз етеді. Білікті шаршау қарсыласуына есептейміз. Шыдамдылық шегі кернеудің симметриялық санында, МПа: ![]() Шыдамдылық шегіайналудың симметриялық санында, МПа: ![]() Біліктің қима пішінін есепке алғандағы кернеу концентрациясының әсерлі коэффициенті (шпонкалы жырашықтар) бұралуда ![]() ![]() Сәйкесінше, білік бетінің күйінен кернеу концентрациясының эффективті коэффициенті ![]() Кернеу концентрациясының жалпы эффективті коэффициенті: ![]() ![]() Бұралу және майысу кезіндегі білікті беріктігіне кернеу бұрышының симметриялылық әсер коэффициенті: ![]() ![]() Білік қимасының майысу кезіндегі қарсыласу моменті: ![]() мұндағы b=10 мм, t=5 мм - шпонкалы жырашықтың ені мен биіктігі; ![]() Білік қимасының бұралу кезіндегі қарсыласу моменті: ![]() Қимадағы майысу кернеуі, Па: ![]() Майысу кернеуі симметриялық циклмен өзгеретін болғандықтан, онда циклдің орташа кернеуі: ![]() Цикл амплитудасы: ![]() Қимадағы бұралу кернеуі, Па: ![]() Майысу кернеуі нолдік циклмен өзгеретін болғандықтан, онда бұралу кезіндегі амплитудалық цикл және бұралу кезіндегі циклдің орташа кернеуі, Па: ![]() Бұралу кезіндегі біліктің беріктік қорының коэффициенті: ![]() ![]() Қордың жалпы коэффициенті (n=1,5÷2,5): ![]() 2.4 Тығыздалу түйініне остік күштердің жүк түсіру түйінінің есебі ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() Дөңгелек төлкесіндегі қысым, Н: ![]() ![]() Оске түсірілетін күш, Н: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() Сатылар саны z=1 сорап роторына түсетін жалпы остік күш: ![]() ![]() Дискінің сыртқы радиусы тең ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Сондықтан, есептік остік күш, Н: ![]() ![]() Саңылау ұзындығы қысымының өзгеруі бойынша сызықтық заңының болуы кезінде дискі бетіндегі қысымның орналасу коэффициентін табамыз: ![]() мұндағы ![]() ![]() Саңылаудағы қысымның қажетті айырмасы, Па: ![]() ![]() Радиалды саңылаудан жойылулар көлемі: ![]() мұндағы ![]() ![]() Радиалды саңылаудан қысымды аламыз: ![]() Саңылау алдындағы қысым, Па: ![]() ![]() Саңылаудың остік қысымының айырмасы, Па: ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Осы тәуелділіктің бірінші жақыдауынан остік саңылаудың қарсыласу коэффициентін қабылдаймыз ![]() ![]() l0=0,142м. Жүк түсіру түйінінің өлшемін, ![]() ![]() ![]() Радиалды және остік саңылаудағы қарсыласу ![]() ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Re үшін ![]() ![]() ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() ![]() Алынған нәтижелер:
Бірінші және екінші жағдайдағы өлшемдердің айырмашылығы айтарлықтай емес,сондықтан есепті аяқталды деседе болады. 2.5 Мойынтіректі есептеу Сырғанау мойынтірегінің ұзындығын L=(1 ![]() Подшипниктің салыстырмалы ұзындығын келесі формула бойынша есептейді: ![]() Көтеру мүмкіндігінің коэффициентін былай анықтайды: ![]() мұндағы R – подшипникке түсетін жүктеме; r – білік радиусы. ![]() ![]() ![]() hmin= ![]() мұндағы ![]() ![]() ![]() Q1= ![]() Осылай етіп циркуляциялық шығын коэффициентін q2 табады және мынаны анықтайды және мынаны анықтайды: Q2= ![]() Майлаудың жалпы шығыны: Q=2Q1+Q2=2·0,03+0,025=0,115. Үйкелу коэффициентін табамыз Фтр және үйкеліс моментін анықтаймыз: Мтр= ![]() Үйкеліс қуаты: NTP= ![]() Үйкеліс кезінде бөлінетін жылу мөлшері: qTP= ![]() Май температурысының өсуі (0С): ![]() мұндағы с=0,45. 2.6 Шпилкаларды механикалық беріктікке есептеу Бастапқы мәліметтер:
![]() ![]() 2.3-сурет – Шпилька мұндағы DKH - айдау қақпағының диаметрі, мм; dвт -жұмысшы дөңгелектің төлкесінің диаметрі, мм; ![]() Шпилкаларды созу күші: Fзат=Кзат(1-х)Fmax; (2.80) мұндағы Кзат –созу коэффициенті; х–ішкі жүктеменің коэффициенті; Fзат=2,5(1-0,3)439,5=769 кН. Созу кезіндегі шпилкаға берілетін айналу моменті: Мзат=х1 Fзатdшп; (2.81) мұндағы х1 –гайка мен шайбаның беткі жағдайына тәуелді коэффициент; dшп –шпилька диаметрі, мм; Мзат=0,176976=5844 кНмм. Толық жүктемеден созу мүмкіндігін ескере отырып шпилкалар жүктемесі: F=1,3(Fзат+хFmax); (2.82) F=1,3(769+0,3439,5)=1171 кН. 45 маркалы болаттан жасалған М76 шпилкасы остік жүктемені қабылдайды [F]=1632 кН, шпилканың беріктігі қамтамасыз етілген. Шпилкаларды төзімділікке тексеру. Ауыспалы кернеудің амплитудасы: ![]() мұндағы S- шпилка қимасының ауданы, мм2; ![]() Созудың кернеуі: ![]() ![]() Тұрақты кернеу: т=зат+а; (2.85) т=169,6+14,5=184,1 МПа. Үлкен кернеу: max=т+а ; (2.86) max=184,1+14,5=198,6 Мпа. Материалдың ағу шегінен беріктік қорының коэффициенті: ![]() мұндағы Т –ағу шегі, Мпа; [sT] - беріктіктің рұқсат етілген қоры; ![]() Берілген шпилкалар сәйкес келеді,теңсіздік орындалды. ![]() ![]() |