Расчёт конструкции насоса УНБ-750-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин

Расчетная часть-Расчёт конструкции насоса УНБ-750-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для бурения нефтяных и газовых скважин-Текст пояснительной записки выполнен на Украинском языке вы можете легко его перевести на русский язык через Яндекс Переводчик ссылка на него https://translate.yandex.ru/?lang=uk-ru или с помощью любой другой программы для перевода
5 РАСЧЕТЫ РАБОТОСПОСОБНОСТИ................................................... 65
5.1 проверочный расчет гидравлической части насоса....................... Шестьдесят пять
5.2 проверочный расчет крышек цилиндров гидравлической коробки на прочность и сопротивление усталостному разрушению........................................................ Шестьдесят шесть
5.3 проверочный расчет рези втулки крепления крышки циліндра............................................................................................. 67
5.4 проверочный расчет тарелки клапана насоса............................. Шестьдесят девять
5.5 Определение высоты подъема клапана, скорости посадки его и скорости жидкости в клапанной щели.......................................................................

5 РОЗРАХУНКИ ПРАЦЕЗДАТНОСТІ

5.1 Перевірочний розрахунок гідравлічної частини насоса

Вихідні дані:
Максимальний робочий тиск Рр=70 МПа.
Тиск випробування Р = 1,25РР = 87,5 МПа.
Матеріал гідрокоробки - сталь 45 ГОСТ 1050-88 (гідрокоробка кована) [2].
Термообробка гідрокоробки - покращення.
Механічні властивості матеріалу гідрокоробки в готовому виробі:
Границя міцності σв = 730 МПа.
Границя текучості σт = 390 МПа.
Радіус внутрішньої поверхні rвн=88 мм.
Радіус зовнішньої поверхні r3= 137,5 мм.
Розв'язок:

5.1.1 Обчислюємо відношення внутрішнього радіуса до зовнішнього радіуса гідрокоробки для подальшого вибору методики розрахунку:


5.1.2 Оскільки знайдене відношення є більшим за 0,2 то розрахунки гідрокоробки насоса на міцність виконуємо як для товстостінного циліндра за формулою:
,  (5.1)
МПа.
5.1.3 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності:
  (5.2)
Отже, міцність гідрокоробки забезпечується, оскільки обчислений коефіцієнт запасу міцності є більшим за нормативний n > [n] = 1,5 [1].

5.2 Перевірочний розрахунок кришок циліндрів гідравлічної коробки на міцність і опір втомному руйнуванню.
Вихідні дані:
Діаметр кришки циліндрів dк = 185 мм.
Товщина кришки δ = 60 мм.
Кришка виготовлена із сталі 45 ГОСТ 1050-88.
Термообробка кришки – покращення.
Механічні властивості кришки після термообробки [2]:
Границя міцності σв = 730 МПа.
Границя текучості σт = 390 МПа.
Границя витривалості при згині σ-1 = 340 МПа.

Розв’язок:
5.2.1 Кришки циліндрів гідравлічної коробки працюють на згин під дією змінного тиску рідини. Вони розраховуються як навантажені рівномірно розподіленим зусиллям круглі пластини, що спираються по контуру. Максимальні напруження в центрі кришки визначаємо, як для пластини, яка спирається по контуру за формулою:
МПа,  (5.3)
5.2.2 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності:
  (5.4)
5.2.3 Кришка циліндра працює при пульсуючому циклі напружень, для якого:

МПа,  (5.5)

5.2.4 Визначаємо коефіцієнт запасу втомної міцності:
;  (5.6)
де: К-1 = 1,5 – коефіцієнт концентрації напружень, що враховує наявність нарізки [1];
ε = 0,48 – коефіцієнт, який враховує масштабний і технологічний фактор [1];
ψ = 0,2 – коефіцієнт, що характеризує вплив середнього напруження циклу.

Як видно з обчислених коефіцієнтів запасу міцності і витривалості nт і nв, необхідна міцність кришки циліндрів забезпечується: nт > 1,5, nв > 1,5.

5.3 Перевірочний розрахунок різі втулки кріплення кришки циліндра Вихідні дані:
Діаметр кришки, яку кріпить втулка dк=185 мм.
Різь втулки - Трап 2108.
Зовнішній діаметр різі d = 210 мм.
Внутрішній діаметр різі d1 = 201 мм.
Матеріал втулки сталь 50 ГОСТ 1050-88.
Термообробка втулки – покращення.
Механічні властивості матеріалу втулки після термообробки [2]:
Границя міцності σв = 930 МПа.
Границя текучості σт = 740 МПа.
Границя витривалості при згині σ-1 = 520 МПа.
Ширина витка різі по середньому діаметру h = 4 мм.
Число робочих витків z = 7.
Максимальний робочий тиск насоса Рр=87,5 МПа.
Розв'язок:
5.3.1 Визначаємо осьове навантаження на кришку, яку кріпить втулка за формулою:
кН.  (5.7)
5.3.2 Визначаємо плече, на якому прикладене зусилля Р:
мм.  (5.8)
5.3.3 Визначаємо згинаючий момент за формулою:
кН∙м.   (5.9)
5.3.4 Визначаємо ширину витка різі біля основи за формулою:
м.  (5.10)
де: α=15° – кут нахилу бічної грані витка різі.
5.3.5 Визначаємо загальний момент опору різі за формулою:
м3.  (5.11)
5.3.6 Визначаємо напруження в різі від згину за формулою:
МПа. (5.12)
5.3.7 Визначаємо напруження згину з врахуванням коефіцієнту затяжки різі К=1,1:
МПа.
5.3.8 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності на згин за формулою:
  (5.13)
Отже, міцність витків різі на згин забезпечується, оскільки nзг > [n] = 1,5.
5.3.9 Різь втулки, як і кришка, яку вона кріпить, працює при пульсуючому циклі напружень, при якому:
МПа.  (5.14)
5.3.10 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності на втомну витривалість за формулою:
  (5.15)
Обчислений коефіцієнт запасу міцності є достатнім: nв > [n] = 1,5.
5.3.11 Визначаємо зминаючі напруження, які діють на витки різі втулки за формулою:
МПа.  (5.16)
5.3.12 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності на зминання за формулою:
  (5.17)
Коефіцієнти nзр і nзм > [n] = 1,5. Тому, можна зробити висновок, що міцність різі на зріз і зминання забезпечена.

5.4 Перевірочний розрахунок тарілки клапана насоса
Вихідні дані:
Зовнішній діаметр тарілки клапана dк = 125 мм.
Внутрішній діаметр сідла клапана Dc = 95 мм.
Товщина тарілки клапана в середній частині δт = 40 мм.
Найбільший тиск при випробуванні Рв=87,5 МПа.
Матеріал тарілки клапана ОХНІМ ГОСТ 2246-70.
Механічні властивості матеріалу тарілки клапана після термообробки [2]:
Границя міцності σв = 1020 МПа.
Границя текучості σт = 840 МПа.
Границя витривалості σ-1 = 450 МПа.
Кут нахилу посадочної поверхні тарілки 45°.
Розв'язок:
5.4.1 Визначаємо момент згину тарілки клапану за формулою:
  (5.18)
де: μ = 0,3 - коефіцієнт Пуассона для сталі [6].
Нм.
5.4.2 Визначаємо напруження згину тарілки клапана при опресовці за формулою:
Па = 264,4 МПа.  (5.19)
5.4.3 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності за формулою:
(5.20)
Міцність тарілки клапана по максимальному напруженню забезпечена, оскільки nт > [n] = 3. [6]
5.4.4 Визначаємо коефіцієнт запасу міцності по опору втомі за формулою:
(5.21)
де: σа - середня амплітуда напруження циклу, яка рівна середньому напруженню:



де σв.max – максимальне напруження згину при циклічному навантаженні:

МПа (5.22)


Коефіцієнт запасу витривалості є більшим від допустимого [n]=1,3

5.5 Визначення висоти підйому клапана, швидкості посадки його і швидкості рідини в клапанній щілині

Визначення висоти підйому клапана, швидкості посадки його і швидкості рідини в клапанній щілині проводимо для режиму максимальної подачі при частоті ходів n=192 хв-1 при роботі з плунжером Dпл=120 мм.

5.5.1 Основним відношенням для розрахунку клапана є залежність між частотою ходів і висотою підйому клапана, звідси визначається границя появи стуку від n до nmax. В нашому випадку n=192 хв-1 . Максимальна висота підйому клапана визначається по формулі:
hmax= (5.23)
де F – площа плунжера, м2;
R – радіус кривошипа, м;
  Нкл – висота підйому клапана, м;
dкл – діаметр клапана, м;
  - кутова швидкість кривошипа, с-1;
  - коефіцієнт розходу;
  - кут нахилу, який утворює конічну частину складає =30 (cos=0.866).
Визначимо площу поперечного перерізу плунжера за формулою:
F= = 0,0113 м2 ; (5.24)
де Dпл – діаметр плунжера, м;
З формули (4.32) визначимо радіус кривошипа:
R= = 0,1 м. (5.25)
Визначимо кутову швидкість кривошипа:
= 20 с-1 (5.26)
де n – частота подвійних ходів плунжера
Умовно приймаємо =1
;

Звідси отримаємо співвідношення:
Нкл= .
Відкритий клапан знаходиться в рівновазі в потоці рідини, яка протікає через нього під дією різниці тисків під клапаном і над ним, урівноважуючи його сумарним гідравлічним навантаженням.
Нкл= (5.27)
де Рпр – навантаження пружини при відкритому клапані, кгс;
Рпр =у
де  - жорсткість пружини, мм;
Gкл – маса клапана в зборі з пружиною, Н;
  - питома вага рідини;
Gкл=(258+0,2)∙8,81 = 28 Н;
Площина перерізу прохідного каналу сідла клапана буде рівна:
fc= = 0,00502 м2 (5.28)
Сумарне гідростатичне навантаження на клапан Нкл, являє собою опір клапана. Приведене відношення дозволяє визначити необхідне зусилля пружини.
Розв’язуючи рівняння відносно Рпр отримаємо:
Ррп=Нкл fc - Gкл  ; (5.29)
де - питома вага рідини. Для води =1000 кг/м3.
Отже, отримаємо:
Рпр¬= ;
З іншої сторони маємо наступні відношення для вибору розмірів пружини
Рпр= ; (5.30)
де G – модуль пружності при зсуві, G = 81010 Мпа;
d – діаметр проволоки пружини, м, d = 0,004 м;
Dср – середній діаметр витка пружини, м; Dср=0,05;
і – число робочих витків пружини, і = 6;
у – деформація пружини при відкритім клапані визначається
у=h1+hmax ; (5.31)
де hmax – деформація пружини при максимальній висоті підйому клапана
h1 – попередня деформація пружини, м
h1=31,7 мм = 0,0317 м
Тоді:
Рпр= = 341+(0,0317+hmax)
341
Задаючись різними значеннями hmax шляхом підбору визначимо її дійсну величину:
hmax 8,6 мм = 0,0086.
Перевірка:
3410,00863 + 13,58 0,00862 – 0,001215 = 0;
0,001213 0,001215.
Максимальна висота підйому клапана:
hmax = 8,6 мм і Nhmax = 1928,6=1650
Повна деформація пружини при відкритому клапані складає:
у=0,0317+0,0086=0,0403 м;
Рпр=3410,0403=138 Н – зусилля пружини при відкритому клапані згідно.
Зусилля пружини при закритому клапані:
Рпр=3410,0317=108 Н.
Напруження в поперечному січенні витка при відкритому клапані складає:
 = ; (5.32)
 = = 275 МПа.
Матеріал пружини сталь 60 С2 по ГОСТ 2052-74
Механічні властивості т = 120 МПа;
     в= 130 МПа.
Рекомендовані допустимі напруження
700 МПа
Сумарне гідростатичне навантаження на клапан
Нкл = 3,28 м.
Швидкість посадки клапана рівна:
Vкл = hmax = 8,620=172 мм/с=0,172 м/с; (5.33)
Критична швидкість, при якій може появитися стук клапанів, складає
Vкл = 100140 мм/с.
При вимірюванні фактичних швидкостей посадки клапанів насосів стук клапанів виникає при Vкр = 200 мм/с
Швидкість рідини в клапанній щілині визначимо за формулою:
Vр = (5.34)
де - коефіцієнт швидкості, рівний 0,60,8.
Приймаємо =0,8 і отримаємо:
Vр = 0,8 = 6,416 м/с.
Визначимо швидкість рідини в найменшому січенні сіла з урахуванням його стиснення потоками клапана:
Vс = (5.35)
де fc – потік, що проходить через клапан;
fc = fc - 4f = 0,00502 – 0,0009 = 0,00412 м2;
Vс = = 5,5 м/с;
Швидкість потоку в сідлі клапана переважно 34 м/с
Для порівняння нижче проведемо розрахунок, в якому за розрахунковий діаметр прийнятий діаметр сідла клапана dсід = 80 мм = 0,08 м
Тоді:
hmax = ; (5.36)
hmax = ;
звідси Нкл = ;
Зусилля в пружині буде рівним:
Ррп = ;
Отримаємо наступне відношення:
Ррп = 341 (0,0317+hmax);
=341 (0,0317+hmax);
341h3max+13,58 h2max –0,00274=0;   при hmax = 12,5 мм = 0,0125 м;
341 0,01253+13,58 0,01252-0,00274=0;
0,002780,00274;
При отриманому значенні hmax = 12.5 маємо наступне:
Nhmax = 192 12,5=2400;
Отже, гідростатичне навантаження на клапан буде рівне:
Нкл = 2,8 м.
Повна деформація пружини при відкритому клапані:
у =0,0317+0,0125=0,0442 м;
Зусилля в пружині:
Рпр = 3410,0442=150,5 Н;
Швидкість опускання клапана і швидкість рідини відповідно будуть рівні:
Vкл = hmax = 12,520=250 м/c;
Vр. = 0,8 =5,92 м/с.