Расчетная часть-Расчет плунжерного насоса 4Р-700-2-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет плунжерного насоса 4Р-700-2: Обоснование расчётных нагрузок, Расчёт крышек гидравлической коробки, Расчет основных размеров гидравлической части насоса, Расчет клапанов, Расчет штока, Расчет штока на сжатие, Расчет штока на продольную устойчивость, Расчёт пружины клапана, Расчёт гидравлической коробки насоса-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

2 Расчётная часть

2.1 Обоснование расчётных нагрузок

Основные нагрузки возникают в гидравлической части насоса. Поэтому при расчётах необходимо определить требуемые размеры и материал гидравлических коробок, клапанов, штоков и т.п.
Элементы гидравлической части подвергаются воздействию пульсирующего давления прокачиваемой жидкости. Поэтому расчётным давлением является максимальное рабочее давление, равное 70 МПа. Производится расчёт на статическую прочность и выносливость [7].

2.2 Расчёт крышек гидравлической коробки

Крышки гидравлической коробки работают на изгиб под действием переменного давления жидкости. Они рассчитываются как круглые пластины, нагруженные равномерно распределённым усилием.
Расчетное сечение крышки гидрокоробки представлено на рисунке 8.
Максимальное напряжение , МПа, определяется по формуле

где  р – давление на крышку, р=70 МПа;
  R – радиус крышки, R=0,08 м;
 
– толщина крышки, =0,05 м;

МПа
Лобовая крышка и крышка всасывающих клапанов работают при



пульсационном цикле, для которого амплитудное напряжение σа , МПа и среднее напряжение σср , МПа равно

Крышка нагнетательного клапана работает в условиях ассиметричного цикла напряжения, для которого среднее напряжение соответствует нагрузке от действия среднего давления нагнетания насоса, а амплитуда напряжений возникает от действия колебаний давления в нагнетательном трубопроводе. В этом случае определяется коэффициент запаса выносливости по разрушению

где 
– коэффициент концентрации напряжений, =1,5;

 
– произведение масштабного и технологического факторов, =0,48;

 
– максимальное напряжение при испытании на изгиб, σ-1=250 МПа;
 
– напряжение временного сопротивления разрыву, σв=600 МПа
МПа

Условие прочности выполняется.
Коэффициент запаса прочности n

где 
– предел текучести материала, для стали 35ХГСА, =1100 МПа


Условие прочности выполняется.

2.3 Расчет основных размеров гидравлической части насоса

Объем цилиндров насоса , определяем по формуле
,
где 
– идеальная подача насоса, =0,022 ;

 
– число двойных ходов,


Размеры цилиндров и диаметр плунжера , м для насосов одностороннего действия связаны следующими зависимостями

где  S – ход плунжера, =0,2 м;

 
– число цилиндров насоса, =3;


По полученным данным выбираем стандартный плунжер диаметром =0,1 м.

2.4 Расчет клапанов

Расчет производим по методике взятой из источника [8] указанного в библиографическом списке
Расчетное сечение клапана представлено на рисунке 9.
Площадь проходного сечения седла клапана ,
,
где 
– расчетный диаметр плунжера насоса, м;
,
м
 
– угловая скорость коренного вала насоса, ;


 
– частота вращения трансмиссионного вала, n=290 об/мин;

 
– радиус кривошипа коренного вала, м;
,

 
– наибольшая скорость потока в отверстии седла, м/с
,
м/с

Диаметр отверстия седла клапана , м

где 
– коэффициент уменьшения площади отверстия седла, для седла с ребрами

м
Диаметр клапана, расчтываем по методу И.И. Куколевского [8].
Как показал опыт, для клапанов буровых насосов в зависимости от ширины рабочей поверхности седла и для того чтобы избежать возникновение стука находят максимальную высоту подъёма всасывающего клапана , м, по следующей закономерности

где 
– число двойных ходов в секунду,


Коэффициент стука,
,

Полученный коэффициент стука удовлетворяет условию при перекачке вязких растворов.
Тогда диаметр клапана , м

где 
– угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана,


По полученным данным выбираем стандартный клапан со следующими параметрами: =130 мм; =80 мм.
Момент изгиба тарели клапана , к определяем выражением:
,
где 
– расчетное давление, =70 МПа;

 
– диаметр тарели, =0,084 м


Максимальное напряжение изгиба тарели при опресовке , МПа.
,
где 
– толщина тарели, =0,012м.


Коэффициент запаса прочности,
,
где 
– предел текучести стали, для стали 30ХГСА =1275 МПа


Условие прочности выполняется.
Коэффициент запаса прочности по выносливости
, ,
где 
– средняя амплитуда напряжений цикла, равная среднему напряжению, МПа
,
где   – максимальное напряжение изгиба при циклическом напряжении, МПа
,
где 
– рабочее давление, МПа
,
где 
– коэффициент выносливости, =1,35




   – ограниченный предел выносливости рассчитываемого элемента, МПа

где 
– предел прочности стали, для стали 30ХГСА =1470 МПа [8]


где 
– коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на предел выносливости, =2;

 
– коэффициент, характеризующий влияние асимметрии цикла на предельную его амплитуды, для насосов, =0,2

.
Условие прочности выполняется.

2.5 Расчет штока

2.5.1 Расчет штока на сжатие

Схема нагрузки на шток и его основные геометрические размеры представлены на рисунке 10.
Наибольшее напряжения сжатия , МПа.
,
где 
– сила сжатия штока, МН.
,
где 
– диаметр плунжера, =0,1м;

 
– длина уплотнения плунжера =0,03м;

 
– коэффициент трения, =0,15;

 
– расчетное давление насоса, =70 МПа

 
– площадь сечения штока, м2;

где 
– диаметр штока, =0,054м;




Коэффициент запаса прочности по текучести ,

где 
– предел текучести стали, для стали 40ХН =600МПа


Условие прочности выполняется.

2.5.2 Расчет штока на продольную устойчивость.

Наименьший радиус инерции штока , м
,
где 
– момент инерции штока,




Гибкость штока
,
где 
– длина штока, =0,50 м


Коэффициент запаса устойчивости при гибкости определяется
, ,
где 
– критическое напряжение сжатия, МПа



Условие прочности выполняется.

2.6 Расчёт пружины клапана

Пружина клапана представлена на рисунке 11.
Из условия, что открытый клапан находится в потоке протекающей жидкости можно определить нагрузку на пружину при открытии клапана, , Н.
,
где 
– избыточное давление жидкости под открытым всасывающим клапаном, т.к. клапаны плунжерных насосов не рассчитывают на самовсасывание при уровне жидкости ниже оси цилиндров насоса;
 
– вес клапана, =39Н


Напряжение в поперечном сечении витка , МПа, при закрытом клапане составит
, 100< <500
где 
– средний диаметр витка пружины, =0,055 м;

  d – диаметр проволоки пружины, d=0,005 м

Условие прочности выполняется.

2.7 Расчёт гидравлической коробки насоса

На рисунке 12 представлена гидравлическая коробка насоса.
Расчёт гидравлической коробки насоса произведем с помощью ЭВМ. Исходные данные к расчету приведены в таблице 5. Выводимые параметры приведены в таблице 6. Программа расчета представлена в приложении А, а результаты расчета – в приложении Б.