Расчетная часть- Расчёт пневмокомпенсатора бурового насоса ДГ 3845А1 буровой установки БУ 5000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть- Расчёт пневмокомпенсатора бурового насоса ДГ 3845А1 буровой установки БУ 5000-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин
5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ
5.1 Расчет штока на прочность, устойчивость и выносливость
5.2 Расчет цилиндровой втулки бурового насоса на статическую прочность
5.3 Расчет рабочих параметров компенсатора пульсации давления на выходе бурового насоса

5 РОЗРАХУНКИ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ
5.1 Розрахунок штока на міцність, стійкість і витривалість

 Розрахунок штока насоса на міцність починаємо з визначення зусилля, що діють на нього [2]. Для цього задаємося максимальним тиском: МПа, який створює насос при діаметрі втулки мм, діаметрі штока мм. Додатковими зусиллями, які виникають в результаті тертя поршня до циліндрової втулки штока до його ущільнення нехтуємо.
Визначаємо зусилля стиску, які діють на шток
кН.  (5.1)
Визначаємо зусилля стиску із врахуванням тертя поршня до циліндрової втулки і штока до його ущільнення
,   (5.2)
де – довжина само ущільнюючої частини поршня, мм;
– коефіцієнт тертя поршня до циліндричної втулки; , приймаємо ;
– коефіцієнт сумарної величини радіального тиску на ущільнення штока, ;
– коефіцієнт тертя ущільнення до штока, ;
2 – довжина ущільнення сальника штока, мм.

.1 – Розрахункова схема поршень – шток
1–поршень; 2–шток; 3 ущільнення штока.

Тоді

Визначаємо максимальні напруження стиску:
, (5.3)
де – площа поперечного січення штока.
МПа.
Визначаємо коефіцієнт запаса міцності по текучості, матеріал штоку – сталь 30Х13, границя текучості для якої σт=380 МПа.
, (5.4)
– умова міцності по текучості виконується.
Розрахунок штока на витривалість проводимо за формулою [2]:
, (5.5)
де – межа витривалості на стиск на повітрі при симетричному циклі, для сталі 30Х13 =160 МПа [10] ;
= 2,74 – ефективний коефіцієнт концентрації напружень;
= 0,1 – коефіцієнт середніх ( постійних ) граничних нормальних напружень циклу.

 Коефіцієнт запасу витривалості знаходиться в допустимих мажах.
 Розрахунок штока на поздовжню стійкість починаємо з визначення гнучкості штока, що визначається за формулою:
, (5.6)
де – довжина штока, мм мм;
– радіус інерції:
, (5.7)
де I – момент інерції:
, (5.8)
F – площа поперечного перерізу штока:
, (5.9)
Одержимо:
мм.
.
λ<105 отже коефіцієнт запасу стійкості визначається з виразу :
, (5.10)
де – для вуглецевих сталей [ 2 ]
МПа
Коефіцієнт запасу стійкості дорівнює:
, (5.11)
,
Коефіцієнт запасу стійкості знаходиться в допустимих межах.

5.2 Розрахунок циліндрової втулки бурового насоса на статичну міцність

Напруження на статичну міцність визначаємо за формулою Ляме. Найбільші напруження виникають на внутрішній поверхні циліндра. Еквівалентні напруження будуть:
,      (5.12)
де  – напруження, що виникають внаслідок розтягу
;     (5.13)
;       (5.14)
,     (5.15)
де   – внутрішній діаметр циліндра, м;
  – зовнішній радіус циліндра, м;
  – внутрішній тиск, м;
  – коефіцієнт, що враховує вплив тенденційних і нормальних напружень та радіальне напруження;
,      (5.16)
де   – границя тягучості при розтягу, МПа;
– границя тягучості при стиску, МПа.
Підставивши значення , у формулу (5.12), отримаємо залежність
,    (5.17)
де МПа – допустимі напруження на статичну міцність для сталі 40Х.
Циліндрова втулка бурового насоса ДГ 3845 А1 являє собою полий циліндр з однаковою товщиною стінки по всій довжині, що дозволяє проводити розрахунок для любого довільно вибраного перерізу. Розглянемо довільно вибраний переріз циліндрової втулки бурового насоса з мінімальною товщиною стінки, для якої мм і мм .
Гідравлічні випробування на заводі–виготовлювачі повинні проводитися тиском, що перевищує робочий МПа в 1,5 рази, тому МПа.
Отримаємо:
МПа
МПа
Розглянемо довільно вибраний переріз циліндрової втулки бурового насоса з максимальною товщиною стінки, для якої мм і мм.
Гідравлічні випробування на заводі–виготовлювачі повинні проводитися тиском, що перевищує робочий МПа в 1,5 рази, тому МПа
МПа
МПа
Решту типорозмірів циліндрової втулки розраховувати немає потреби, тому, що із збільшенням товщини стінки втулки напруження зменшуються.
Розрахунок циліндрової втулки на витривалість проводити немає потреби, тому, що циліндрові втулки зношуються по внутрішньому діаметру значно швидше ніж може настати її втомне руйнування.

5.3 Розрахунок робочих параметрів компенсатора пульсації тиску на виході з бурового насосу

Із зміною тиску в компенсаторі від до сукупний об’єм розчину під діафрагмою складе
,     (5.18)
де – об’єм розчину при тиску , м3.
При цьому, значення визначається згідно питомої величини опору просуванню штукатурного розчину, що залежить від величини стабілізуючої складової швидкості .
Беручи до уваги характер деформування діафрагм компенсатора пульсації тиску (рисунок 5.2), вважаємо, що об’єм розчину під діафрагмою рівний об’єму кульового сегмента і визначається згідно за формулою
,     (5.19)
де – діаметр діафрагми, м;
– прогин діафрагми залежно від тиску , МПа який згідно [141] визначається із співвідношення
,     (5.20)
де – тиск у компенсаторі, ;
– діаметр діафрагми, м;
– модуль пружності деформованих елементів, ;
– товщина діафрагми, м;
– прогин діафрагми, м;
– коефіцієнт деформації, .

Рисунок 5.2 – Характер деформування пружного елемента компенсатора пульсації тиску

Після перетворення (5.20) одержимо
.     (5.21)
Тоді:
.   (5.22)
Так як тик під діафрагмами періодично змінюється від мінімального значення до максимального значення , то
.(5.23)
Спрощуючи (5.23) одержимо
. (5.24)
Зважаючи на те, що під час використання бурових насосів, прийнятним є рівень пульсації тиску розчину, що не перевищує 1 %, можемо записати
.     (5.25)
Тоді у кінцевому вигляді рівняння (5.24) матиме вигляд
. (5.25)
Підставивши числові значення основних параметрів до формули (5.25) одержимо

Таке значення об’єму є цілком припустимим.