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

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

6. РАСЧЕТНАЯ ЧАСТЬ


6.1. Мощность и к.п.д. насоса марки ХТР 4/100

К.П.Д. трансмиссии


 мт = мт1мт2, 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 = 0,9930,99= 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 = 0,9920,9920,9930,9960,993 = 0.9916=0,85

Механический К.П.Д. насосного агрегата

 м = мтмн = 0,960,85 = 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

= огм = 0,950,970,82 = 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 8104 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 0,8в.

.

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.