Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
601 Расчетная часть-Расчёт гидравлической части электроприводного химического трехплунжерного регулируемого насоса ХТР 4/100-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 177423Дата закачки: 01 Февраля 2017 Продавец: nakonechnyy_lelya@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 гидравлической части электроприводного химического трехплунжерного регулируемого насоса ХТР 4/100: Мощность и к.п.д. насоса марки ХТР 4/100, Расчет гидравлической коробки, Расчет цилиндровой втулки, Расчет клапана насоса, Расчет штока насоса, Расчет штоков на продольную устойчивость, Расчеты на ЭВМ применяемого при эксплуатации насоса марки ХТР 4/100 специнструмента их комплекта ЗИП -Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: 6. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ 6.1. Мощность и к.п.д. насоса марки ХТР 4/100 К.П.Д. трансмиссии мт = мт1мт2, где (6.1) мт – к.п.д. трансмиссии от двигателя до трансмиссионного вала насоса; мт1 – к.п.д. вала на опорах качения, равный 0,993; мт2 – к.п.д. фрикционной муфты, равный 0,99; мт = 0,9930,99= 0,96. Механический К.П.Д. насоса мн = м1 м2 м3 м4 м5, где (6.2) мн – механический к.п.д. насоса; м1 – к.п.д. трансмиссионного вала, равный 0,992; м2 – к.п.д. закрытой зубчатой передачи, равный 0,992; м3 – к.п.д. коренного вала на опорах качения, равный 0,993; м4 – к.п.д. ползуна и кривошипно-шатунного механизма, равный 0,996; м5 – к.п.д. уплотнения плунжера и штока, равный 0,993; мн = 0,9920,9920,9930,9960,993 = 0.9916=0,85 Механический К.П.Д. насосного агрегата м = мтмн = 0,960,85 = 0,82. (6.3) Объемный К.П.Д. насоса Объемный К.П.Д. насоса принимается равным 0,95 о = 0,95. Гидравлический К.П.Д. насоса Гидравлический К.П.Д. насоса принимается равным 0,97; г = 0,97. Общий К.П.Д. насоса  = огм = 0,950,970,82 = 0,76, (6.4) В соответствии с паспортом общий К.П.Д. насоса =0,71, следовательно принимаем =0,71 Гидравлическая мощность насоса , где (6.5) Nе – гидравлическая мощность насоса, кВт; Р – наибольшее давление на выходе насоса, МПа; Q – наименьшая подача при номинальном числе ходов поршня насоса и наибольшем давлении, л/с; (Q=4,4м3/час=1,22л/с); Мощность двигателя для привода насоса , где (6.6) Nдв – мощность двигателя, кВт; а – коэффициент перегрузки, равный 1,1; Nе – гидравлическая мощность насоса, кВт; п – к.п.д. передачи, равный 0,96; . Принимаем исходя из таблицы технических данных тип двигателя с но-минальной мощностью 22 кВт 6.2 Расчет гидравлической коробки Здесь напряжения определяются по формулам для расчета толстостенных цилиндрических сосудов: , (6.7) где - вероятное расчетное давление, Па; - отношение радиусов; =0,81; - отношение предела текучести материала при растяжении к пределу текучести при сжатии, =1. Вероятное расчетное давление: = , (6.8) где - коэффициент, учитывающий превышение испытательного давления над рабочим, =10 Па Па Коэффициент запаса статической прочности: , (6.9) где - предел текучести материала. Гидравлическая коробка изготовлена из стали 36Х13, =600 Па - условие выполняется. Коэффициент запаса прочности по выносливости: , (6.10) где - ограниченный предел выносливости на сжатие при симметричном цикле Па; = 0,35 Па, - амплитуда цикла; - коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на выносливость, = 4; - коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла, = 0,2; - среднее напряжение цикла; = , (6.11) где – минимальное напряжение цикла; Па Па . Па - условие выполняется. 6.3 Расчет цилиндровой втулки Проверка цилиндровых втулок производится по внутреннему диаметру, т.к. напряжение больше на внутренней поверхности. Проверяем втулку мини-мального диаметра при максимальном давлении. Эквивалентное напряжение на внутренней поверхности Па (6.12) Коэффициент запаса статической прочности - условие выполняется. (6.13) Цилиндровая втулка изготовлена из БрАЖМц 10-3-1,5, для которой =200 МПа. Цилиндровые втулки не рассчитываются на выносливость, т.к. втулка из-нашивается по внутреннему диаметру быстрее, чем может наступить ее уста-лостное разрушение. Наружный диаметр втулок , (6.14) где  – предел выносливости материала втулки, МПа, для БрАЖМц10-3-1, он составляет 600 Мпа; P – рабочее давление насоса, кгс/см². . Проверка на прочность цилиндровой втулки , (6.15) где – допустимое напряжение растяжения материала втулок. . 6.4 Расчет клапана насоса , (6.16) где Dк и D0 – диаметры клапана и отверстия седла, м;  - угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана, принятый равным 300. Площадь проходного сечения клапана , (6.17) где Dp – расчетный диаметр плунжера насоса, м, Dp=0,7D=0,039м;  – угловая скорость коренного вала насоса, с-1, , (6.18) где R – радиус кривошипа коренного вала, м, ; 0max – наибольшая скорость потока в отверстии седла, м/с; 9,47 м/с; (6.19) . Диаметр отверстия седла клапана . (6.20) Высота подъема всасывающего клапана . (6.21) Диаметр тарели клапана , (6.22) где R – радиус кривошипа коренного вала, равный 0,063м;  – коэффициент расхода, равный 0,5; pк – избыточное давление жидкости под открытым всасывающим клапаном, Па, принимается равным 0,05 МПа. , Нагрузка на пружину при открытом клапане , (6.23) где Gк – вес клапана, Н. . Диаметр проволоки пружины , (6.24) где Dпр – средний диаметр витка пружины, равный 0,005м; i – число рабочих витков пружины, равное 2,5; G – модуль упругости при сдвиге, равный 8104 МПа. . Гидродинамическая сила клапана , (6.25) где с – скорость закрывания клапана, м/с, , (6.26) где Fкл – площадь тарели клапана, , (6.27) Fс – площадь седла клапана, , , . 6.5 Расчет штока насоса Наибольшее напряжение растяжения или сжатия в минимальном попе-речном сечении штока , (6.28) где Pmax – максимальная нагрузка на шток, МH; f – наименьшая площадь сечения штока, м2. . Сила, сжимающая шток, без учета сил инерции , (6.29) где d, D – диаметры штока и поршня, м; l1 и l2 – длины уплотнения соответственно поршня и сальника, м;  – коэффициент трения между резиной и металлом уплотнения плунжера и штока, равный 0,2; kc – коэффициент среднего давления уплотнения на шток, равный 0,2. Максимальные напряжения сжатия . (6.30) Сила растяжения, создаваемая при затяжке гайки , (6.31) где k3 – коэффициент затяжки, принимается равным 2;  - коэффициент нагрузки, равный 0,25. . Растягивающая сила в сечении резьбы штока , (6.32) Крутящий момент от силы затяжки гайки , (6.33) где  - коэффициент, учитывающий трение в резьбе, равный 0,15; , Напряжение растяжения в сечении резьбы штока , (6.34) где d0 – внутренний диаметр резьбы штока, м; , Касательное напряжение в сечении резьбы штока , (6.35) Эквивалентное напряжение при растяжении , (6.36) Среднее напряжение цикла , (6.37) , , Амплитуда цикла , (6.38) Коэффициент запаса прочности по прочности во всех опасных сечениях штока , (6.39) где -1 – ограниченный предел выносливости на сжатие при симметричном цикле, принятый равным 0,8в. . 6.5.1 Расчет штоков на продольную устойчивость Наименьший радиус инерции штока , (6.40) где – момент инерции, м4; (6.41) ; Коэффициент запаса устойчивости При гибкости коэффициент запаса устойчивости определяется из выражения , (6.42) где кр – критическое напряжение сжатия, МПа. ; Вывод: расчеты показывают, что при соответствующем изменении мате-риала втулок и штоков насос можно применять на рабочее давление 12Мпа. 6.6 Расчеты на ЭВМ применяемого при эксплуатации насоса марки ХТР 4/100 специнструмента их комплекта ЗИП Специнструмент предназначен для обслуживания машин и оборудо-вания при его эксплуатации, т. е. это не стандартное оборудование, приспособ-ленное для использования в очень узкой области применения. В данной курсо-вой работе рассмотрен штопор для вытаскивания клапанов. Областью приме-нения его является гидравлическая часть насоса. Он предназначен для демон-тажа неисправных, заклинивших клапанов из гидравлической части насоса марки ХТР 4/100. При заклинивании клапанов нагрузка прилагаемая на што-пор существенно возрастает и может достигать критических значений наруша-ющих работоспособность штопора. Нагрузка прилагается по внутренней части поверхности рукоятки штопора, при консольно закрепленном стержне штопо-ра, вкрученном непосредственно в снимаемый клапан. Эксплуатационные нагрузки представлены в виде давления Р=1091901 Па. В реальности штопор выполнен в как сборочная единица из двух сва-риваемых деталей рукоятки и стержня изготовленных из стали 35. В данной курсовой работе проведен расчет напряженно-деформированного состояния реального штопора и его аналога единой отлитой детали при приложении к нему критических нагрузок. Размер файла: 490,8 Кбайт Фаил: (.rar)
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 воспользоваться поиском по базе. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчёт гидравлической части электроприводного химического трехплунжерного регулируемого насоса ХТР 4/100-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: