Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБТ-1180-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчет бурового насоса УНБТ-1180: Расчет седла клапана на прочность, Расчет тарелки клапана на прочность, Расчет цилиндровой втулки на прочность, Расчет штока-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

3 Расчетная часть

3.1 Расчет седла клапана на прочность

Расчет проводится для седла входного клапана, как наиболее нагруженного.
Седло клапана изготавливается из стали 12ХНЗА ГОСТ 1050-95 с последующим цементированием на глубину
h 1,5...2,5 мм HRC=59...64, конусность седла α =9031’
Конструкционный материал имеет следующие механические характеристики:
- придел прочности σв=950 МПа;
- придел текучести σт=700 МПа.
Так же нам известно : P=32 МПа .
Расчетная схема седла клапана приведена на рисунке 3.1


Рисунок 3.1- Расчетная схема седла клапана
Определяем радиус конической поверхности седла клапана [15]:
, ( 3.1 )
где r1’- меньший радиус конической поверхности седла клапана , мм;
r2’- больший радиус гнезда (конического отверстия) гидрокоробки под установку седла клапана.


Определяем усилие запрессовки седла клапана [15]
, ( 3.2 )
где Р-расчетное давление, МПа.

Определим площадь полной контактной поверхности конуса

, (3.3 )
Где - угол наклона образующей конической поверхности седла клапана; - середний диаметр; - высота контактной поверхни.

Определяем нормальную нагрузку на коническую поверхность седла клапана [15]:
, (3.4 )
Где f – коефициент трения, f=0,15 [8].


Определяем нормальное давление на коническую поверхность седла клапана [15]:
, (3.5 )

Определяем напряжение в момент нагнетания [15]:
- круговое напряжение
, (3.6 )
где rc- радиус проходного сечения седла, м.


- радиальное напряжение

[15]:
, (3.7 )

Определяем коэффициент запаса по пределу текучести

(3.8)
Минимально допустимое значение коэффициента запаса составляет
[n]=1,5 [15] , следовательно, условие прочности по пределу текучести
[n]<n выполняется.

Определим напряжение в момент нагнетания:

- Круговое усилие
, (3.9)

- радиальное напруженние : .
Определяем коэффициент запаса прочности по пределу текучести


Минимально допустимое значение коэффициента запаса составляет
[n]=1,5 [15]. Следовательно, условие прочности выполняется
[n]<n.

3.2 Расчет тарелки клапана на прочность
Тарілка клапана розраховується як шарнірно оперу по периметру круглу пластину.
Розрахункова схема клапана наведена на рисунку 3.2.
Тарілка клапана виготовлена із матеріалу сталь 12ХН3А ДСТУ 1050-95 з наступним процесом цементування на глибину h=1,5...2,5 мм HRC 56..60:
- границя міцності МПа;
- границя текучості МПа;
- границя витривалості МПа.
Проводимо розрахунок тарілки клапана за напруженнями згину.
Визначаємо інтенсивність згинаючого моменту в перерізі [15]:
, (3.10)
де - коефіцієнт Пуасона, ;
r1 – відстань від осі тарілки до краю сідла клапана, r1=81 мм;
r2 – відстань від осі тарілки до розрахункового перерізу, r2=18 мм.

Визначаємо інтенсивність згинаючого моменту в коловому напрямі [15]
(3.11)

Визначаємо напруження в радіальному напрямі [15]:
, (3.12)
де h – товщина тарілки в перерізі 1-2, h=0,026 м.



Рисунок 3.2 – Розрахункова схема тарілки клапана



Визначаємо напруження :
      (3.13)

Визначаємо еквівалентні напруження в точці [15]:
(2.15)

Визначаємо амплітуду та середнє напруження пульсуючого циклу

Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності за напруженнями згину
, (3.14)
де Кд- коефіцієнт, що враховує вплив амплітудного напруження.
, (3.15)
де Кσ – ефективний коефіцієнт концентрації напружень, Кσ=1;
Кпов – коефіцієнт стану поверхні, Кпов=1,7;
ε – масштабний фактор, ε =0,5;
Ке– коефіцієнт еквівалентності, Ке=0,6 .

fσ – коефіцієнт впливу середнього напруження циклу, fσ=0,22 ;
[nσ] – мінімально допустимий коефіцієнт коефіцієнт запасу, [nσ]=1,5 [15] .
> [ ]
Отже, умова виконується.
Проведемо розрахунок тарілки клапана за напруженнями зминання.
Визначаємо зусилля, що діє на тарілку клапана
, (3.16)

Визначаємо площу контакту конічної поверхні тарілки клапана із сідлом
, (3.17)
де rc- радіус прохідного перерізу сідла клапана, rc=75 мм;
α- кут нахилу твірної конічної посадочної поверхні клапана, α=450.

Визначаємо силу нормального тиску на конічну поверхню контакту
, (3.18)
де f- коефіцієнт тертя, f=0,15.

Визначаємо напруження зминання
, (3.19)

Визначаємо допустиме напруження зминання
(3.20)
Отже умова виконується < [ ].

3.3 Розрахунок циліндрової втулки на міцність
Розрахунок циліндрової втулки проведемо на статичну міцність. Розрахунок на статичну міцність проводиться за зусиллями, які виникають у втулці при дії випробувального тиску.
Вихідні дані [15]:
- матеріал циліндрової втулки – сталь 50 ГОСТ 1050-95;
- границя текучості т=380 МПа;
- тимчасовий опір в=640 МПа;
- максимальний робочий тиск р=35 МПа;
- внутрішній діаметр втулки d=140 мм;
- зовнішній діаметр втулки D=210 мм.
Напруження в циліндровій втулці визначаються за формулами для розрахунку товстостінних посудин .Еквівалентні напруження
е=t+∙r,     (3.21)
де t – напруження на внутрішній поверхні;
- відношення границі текучості матеріалу при розтягу до границі текучості при стиску;
r – напруження від тиску рідини.


 Рисунок 3.3 – Розрахункова схема циліндрової втулки

Напруження визначаються лишень на внутрішній поверхні, оскільки, на зовнішній вони завжди менші
t = ,   (3.22)
де k – відношення внутрішнього радіуса r до зовнішнього R; при r=60 мм і R=105 мм відношення рівне k=r ⁄ R=60 / 105=0,57;
р –тиск насоса.
Для сталі 50 ДСТУ ГОСТ 1505-95 значення граничних напружень на розтяг і стиск рівні між собою , тоді =1.
Напруження від тиску рідини r= р=32МПа.
Враховуючи формулу, еквівалентні напруження за формулою
е= р =32∙ =94,8МПа.   (3.24)
е= 32∙106 =94,8МПа.
Коефіцієнт запасу статичної міцності
s=
Умова міцності виконується s=4>[s]=1,65.

3.4 Розрахунок штока на стійкість та витривалість
Шток бурового насоса розрахуємо на стійкість при поздовжньому згині та на витривалість. В насосах односторонньої дії штоки навантажені перемінними силами .Розрахункова схема штока представлена на рисунку 3.4.
Вихідні дані:
- матеріал штока сталь 40Х ГОСТ 4543-81;
- границя текучості т=640 МПа;
- тимчасовий опір в=860 МПа;
- максимальний робочий тиск р=32 МПа;
- діаметр тіла штока d=75 мм;
- довжина штока l=565 мм;
- мінімальний внутрішній діаметр втулки dвт=140 мм.
Розрахунок на стійкість почнемо з визначення моменту інерції штока [15]:
1,55∙10-6 м4.
Площа поперечного перерізу штока
4,4∙10-3 м2.   (3.25)
Найменший радіус інерції штока визначаємо за формулою
іmin= м.   (3.26)
Гнучкість штока
.    (3.27)

Рисунок 3.4 – Розрахункова схема штока

При гнучкості штока λ=30,21<105 коефіцієнт запасу стійкості визначається з виразу
n= ,     (3.28)
де кр – критичне напруження стиску;
сmax – максимальне напруження стиску.
Для легованих сталей критичне напруження стиску
кр =470 – 2,3∙λ=470 – 2,3∙30,21 = 400,5 МПа.  (3.29)
Визначаємо зусилля стиску із врахуванням тертя ущільнення поршня об циліндрову втулку
, (3.30)
де - довжина самоущільнюваної частини манжети поршня, мм;
1 - коефіцієнт тертя поршня об циліндрову втулку; ; приймаємо .

Тоді максимальне напруження стиску
сmax = МПа.    (3.31)
Коефіцієнт запасу стійкості за формулою
.
Умова стійкості виконується, оскільки n=3,2>[n]=2.
Розрахунок на витривалість проведемо для перерізу А-А (рисунок 3.3) діаметром 70 мм.
Сила стиску діє за пульсуючим циклом. Середні напруження цього циклу m рівні середній амплітуді напружень а=max⁄2. При цьому коефіцієнт запасу міцності за витривалістю визначається за формулою [15]:
,     (3.24)
де -1–границя витривалості при асиметричному циклі; для сталі 40Х
-1=0,45∙в=0,45∙860=387 МПа;
КDза формулою при k=2,89[15]; kF=0,86 [15]; kd=0,72 [15]
КD = ;
– коефіцієнт, який характеризує вплив асиметрії циклу на граничну його амплітуду; для насосів =0,050,2; приймаємо =0,1.
Діаметр штока в перерізі становить dр=70 мм. Площа поперечного перерізу
м2.   (3.25)
Тоді максимальне напруження стиску в перерізі
сmax = МПа.   (3.26)
Коефіцієнт запасу за витривалістю:

Допустимий коефіцієнт запасу міцності за витривалості рівний 1,2. Умова міцності за витривалістю виконується.

3.5 Розрахунок пристосувань, що використовуються при розбиранні насоса
Гідравлічний зйомник сідел клапанів призначений для випресовки сідел клапанів із гідравлічної коробки, які були зношені в процесі експлуатації насоса і складається (рис. 3.5) з трьох основних частин: захоплюючого пристрою, гідравлічного циліндра і ручного гвинтового насоса (КП.НО-31.00.00.000 ВЗ).
Після установки штока 7 із захоплюючим пристроєм 6 в клапанній коробці на нього надягає гідравлічний циліндр 1 в зборі з поршнем 4. Шток підтягується догори і кріпиться до поршня 4 гайкою 3.

Рисунок. 3.5 - Гідравлічний зйомник сідел клапанів бурових насосів.

За допомогою гвинтового насоса 2, розташованого на корпусі поршня 4, в гідравлічному циліндрі 1 створюється необхідний тиск для випресування сідла 5 клапана з кубла клапанної коробки.
При розрахунку даного пристосування потрібно розрахувати зусилля розпресування сідла клапана даного насоса, а також має бути безпечний в переріз гвинта зйомника і його різьбу на зминання.
Сідло клапана бурового насоса має конічну посадку в корпусі з орієнтовним натягом 0,17 мм.
Питомий тиск в спряженні сідла клапана з корпусом клапанної коробки визначається за формулою [15]:
(3.27)
де Н – натяг з’єднання, Н=0,175 мм;
Е – модуль пружності матеріалу з’єднання, для сталі МПа;
– діаметр з’єднання , d =185 мм ;
с – розрахунковий коефіцієнт натягу, с =1,3.
МПа. (3.28)
Необхідне зусилля випресовки визначається за формулою: [15]
(3.29)
де F – площа спряженої поверхні, визначається за формулою:
(3.30)
де d – діаметр спряження , d = 180 мм =0,18 м;
В – ширина спряження , В=0,08 м.
м2;
f – расчетное значение коэффициента трения для выпресовки, f = 0,16. [15]
По формуле ( 3.29 ) [15]:
МН
Согласно расчета принимаем максимальное: N=0,16 МН=160 кН.
Рассчитаем из условия прочности в опасном сечении штока захватного устройства съёмника
[15]:
(3.31)
где Q – усилие выпресовки , Q=N=160 кН;
F – площадь поперечного сечения винта;
[σР] – допустимое напряжение, для стального винта [σР]=65 МПа.
Определяем по формуле (3.27): [15]
(3.32)
м2
Расчетный диаметр пальца определяем по формуле:
(3.33)
м = 62 мм.
Допустимый диамметр винта съемника, D=62 мм.