КУРСОВАЯ. Курсовая работа Усенко А.А.. 4 Выбор типов и размеров машин и агрегатов буровой установки

• Название: 4 Выбор типов и размеров машин и агрегатов буровой установки
• Анкор: КУРСОВАЯ
• Дата: 28.09.2022
• Размер: 2.26 Mb.
• Имя файла: Курсовая работа Усенко А.А..docx
• Тип: Реферат; #702770
• страница: 3 из 4

МПа (кгс/см), для бурового раствора

(манометрическое), не менее 0,02 (0,2)

Тип передачи цилиндрическая

косозубая

Передаточное число (123/25) 4,92

Тип клапана тарельчатый

Размер посадочного конуса:

диаметр, мм 196,85 0,2

конусность 1:6

Размеры посадочного конца

трансмиссионного вала, мм:

диаметр 175

длина 407

шпонка 45 25 360

Число клиновых ремней ГОСТ 1284.1-80 16

Предохранительный клапан мембранный

Пневмокомпенсатор ПК-70-250 с


раздельной диафрагмой

Объем газовой камеры, дм 70

Наибольшее допустимое начальное

давление воздуха, МПа 9,0

Максимальное рабочее

давление жидкости, МПа 25,0

Масса, кг, не более 25450

Перекачиваемая жидкость

буровой раствор вода песок не более

5%, глинистый

Температура, перекачиваемой

6 Расчеты деталей гидравлической части насоса



Рисунок 6.1- гидравлическая часть



Рисунок 6.2- гидравлическая часть

6.1 Расчет штока бурового насоса на прочность
Материал штока - сталь 40Х, предел прочности которой σ_в = 0,1 МПа.

Штоки насосов одностороннего действия рассчитывают на сжа­тие и продольную устойчивость, а двухстороннего действия — также и на растяжение.



Рисунок 6.3 - Расчетная схема поршень—шток:

/ - поршень; 2 — шток поршня; 3 — уплотнитель штока; 4 — шток ползуна; 5 — ползун
Расчет на продольный изгиб. Определяем гибкость штока.

(4)

где l = 124 см - длина штока;

ρ - радиус инерции.

Для определения ρ напишем зависимость

(5)

где I - момент инерции,

(6)

F - площадь штока,

(7)

Зная I и F, определяем ρ:



Если гибкость штока λ 105, для расчета используют формулу Эйлера.

В нашем случае определим критическое напряжение, которое возникает в теле штока диаметром 70 мм, по формуле

(8)

Коэффициент запаса прочности

(9)

где

(10)

Таким образом,


Коэффициент запаса прочности на продольный изгиб достаточный.

Напряжение растяжения в резьбовой части поршневого конца штока составит

(11)

где f₁ - площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы М 56 3.





Коэффициент запаса прочности равен

(12)

где σ_-1Р - предел выносливости на растяжение при действии знакопеременных нагрузок

σ_-1Р = 0,36σ_в = 0,36 · 0,1 = 0,036 МПа. (13)

В резьбовой части штока со стороны, противоположной поршню, напряжение сжатия равно

(14)
где f₂ = 24,62 см² - площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы М 69 3;

1,3 - коэффициент, учитывающий влияние предварительной затяжки.



Коэффициент запаса прочности



что вполне достаточно.
6.2 Расчет деталей клапана



Рисунок 6.4-Детали клапана

бурового насоса:

1 – седло; 2 – тарель со штоком;

3 – уплотнение; 4 – гайка;

5 – пружина.
Клапаны насосов предназначены для пе­риодического открытия и закрытия всасывающих и нагнетательных отвер­стий цилиндров. В буро­вых поршневых насосах применяют самоподъем­ные клапаны тарельча­того типа, т. е. с одной выходной щелью. Коль­цевые клапаны (с не­сколькими концентриче­скими щелями) не приме­няют, так как при упру­гом уплотнении клапана это приводит к значи­тельному увеличению разницы между давле­нием в цилиндре и над клапаном в момент его открытия.

Расчет клапанов. Основные размеры клапанов зависят от по­дачи и числа двойных ходов поршня насоса, а высота его подъ­ема определяется скоростью потока жидкости в клапанной щели. Если размеры клапана и его гидравлическое сопро­тивление рассчитаны непра­вильно, то при его закрытии появляется характерный стук, который принимают за крите­рий правильности выбора раз­меров клапана для заданных условий работы.

Рисунок 6.5 - Расчетная

схема клапана
Расчет тарелки клапана ведется на изгиб как пластины, опирающейся по периметру. Опоры поверхности тарелки и седла рассчитываются на сжатие при статической и динамической нагрузке.

Определяем наибольшее усилие, действующее на тарелку:

(15)

где D_T = 185 мм - диаметр тарелки клапана;

р =9,5 МПа - нагнетательное давление.


Определяем усилие, перпендикулярное к посадочной поверхности тарелки:

(16)

где = 45⁰ - угол наклона посадочной поверхности тарелки.

Находим усилие вдоль посадочной поверхности:

(17)





Определяем нормальные напряжения на посадочной поверхности при сжатии:

(18)
где D_С - внутренний диаметр седла в см.

Определяем касательные напряжения на посадочной поверхности при сжатии:

(19)


Находим напряжение в центре тарелки при изгибе:
(20)
где h - толщина тарелки в см.


6.3 Расчет гидравлической коробки насоса
Напряжения в стенках цилиндров при проверочных расчетах определяются по формуле:

(21)

где r_H - радиус наружной поверхности, см;

r_вн – радиус внутренней поверхности, см;

р – давление в цилиндре, МПа.

Для УНБ-600 r_н – 12,5 см; r_вн = 8,5 см; р = 9,5 МПа.

Подставляя эти значения в формулу (21), получим:

Полученное значение напряжения необходимо сравнить с допускаемым. Для чугуна при циклической нагрузке [ _z] = 15МПа, при малом числе оборотов насоса [ _z] = 25МПа; для стального литья при высоком числе оборотов [ _z] = 35МПа, а при низком числе оборотов [ _z] = 55МПа.


Рисунок 6.6 – гидравлическая коробка
6.4 Расчет утечки в уплотнении
Определим разность зазоров уплотнения в свободном состоянии, и после установки:
(22)
где D_ш=0,070 м – диаметр штока;

=0,0696 м - внутренний диаметр уплотнения в свободном состоянии.

Определим площадь щели:
(23)


Определим утечки по формуле:
(24)

где - коэффициент расхода;

h – пьезометрическая высота, м.
(25)

где = 0,2 – коэффициент снижения давления в щели.
(26)

где - разность давлений на входе и на выходе из щели

соответственно.

Так как камера за уплотнением сообщается с атмосферой, Р=0. Тогда


Утечки составят:

Определим допустимые утечки:
(27)
где Q – подача насоса, Q = 0,051 м³/с.

Утечки резинового уплотнения Q_у = 2,32·10^-3 м³/с, что меньше допустимых утечек [Q_у]≤2,55·10^-3 м³/с. Следовательно данное уплотнение штока подходит для бурового насоса УНБ-600.

6.5 Расчет узла уплотнения



Рисунок 6.7 - уплотнение

Определим момент завинчивания нажимной гайки с учетом силы трения в резьбе и на опорной поверхности втулки:
Т_зав = Т_оп+Т_рез, (28)
где Т_оп – момент трения на опорной поверхности нажимной втулки, Н·м;

Т_зав – момент трения в резьбе, Н·м.
Т_оп=F_ос·f_ст-ст·r_f, (29)
где F_ос – осевое усилие, действующее на нажимную втулку со стороны уплотнения, Н;

f_ст-ст=0,15 – коэффициент трения стали по стали;

r_f – радиус опорной поверхности, м.
F_ос=Р_ш·S_кольца, (30)
где Р_ш=10 МПа – давление, действующее на шток со стороны уплотнения;

S_кольца – площадь соприкосновения нажимной втулки с уплотнением, м.
, (31)
где d_внеш,d_внутр – соответственно, внешний и внутренний диаметр уплотнения, м.


Подставляя эти значения в формулу (30) получим:
F_ос=10·10⁶·0,0048=48106 Н.
Радиус опорной поверхности определится как:
, (32)
где d_втвнеш,d_{втвнутр} – соответственно, внешний и внутренний диаметр нажимной втулки, м.

.
Подставляя эти значения в формулу (29) получим:
Т_оп=48106·0,15·0,047=339 Н·м.
Т_рез= F_ос·tg(ψ+ρ)·d_р/2, (33)
где ψ=0,52º - угол наклона винтовой пары;

ρ=arctg(f_ст-ст)=arctg(0,15)=8,53º - угол трения;

d_р=140 мм – средний диаметр резьбы гайки.

Подставляя эти значения в формулу (33) получим:

Т_рез=48106·tg(0,52º+8,53º)·0,140/2=536 Н·м.
Согласно формуле (28) момент завинчивания нажимной гайки будет равен:
Т_зав=339+536=875 Н·м.
Определим силу трения в уплотнении штока по формуле:
F_ш=Р·f_ст-рез·π·D_шт·L_шт, (34)
где Р=9,5 МПа – давление уплотняемой жидкости;

f_ст-рез=0,04 – коэффициент трения резины по стали со смазкой;

D_шт=0,070 м – диаметр штока;

L_шт=0,180 м – длина уплотняющей части.

Согласно формуле (34) сила трения будет равна:
F_ш=9,5·10⁶·0,04·0,070·0,180=4788 Н.

6.6 Расчет основных параметров насоса
Полезная мощность одного насоса рассчитывается по формуле:
(6.1)
где, z – число одновременно работающих в комплексе насосов

Наибольшая объемная подача каждого насоса:
(6.2)
Наименьшее давление на выходе насоса при наибольшей подаче:
(6.3)


Рисунок 6.9 –подача насоса
Наименьшая подача при номинальном числе ходов поршня насоса и наибольшем давлении:

(6.4)

Мощность одного двигателя насоса:
(6.5)

где, - общий к. п. д. насоса

Коэффициентом подачи насоса называется отношение фактической объемной подачи к идеальной:
(6.6)

где, - коэффициент наполнения

- объемный к. п. д.