Расчет на прочность элементов гидравлической части бурового насоса

 

Гидравлическая коробка

 

Напряжения в этих элементах определяются по формулам для расчета толстостенных цилиндрических сосудов [2]:

(2.6)

где	РРi	– вероятное расчетное давление, Па;
	k	– отношение радиусов, k = 0,81;
	ν	– отношение предела текучести материала при растяжении к пределу текучести при сжатии, ν = 1.

Вероятное расчетное давление [2]:

P_Pi = P×k_n, (2.7)

где k_n – коэффициент, учитывающий вероятность превышения испытательного давления над наибольшим рабочим, k_n = 1,68.

P_Pi = 28∙10⁶∙1,68=47,04∙10⁶ Па

Коэффициент запаса статической прочности [2]:

S = (2.8)

где s_Т – предел текучести материала.

Гидравлическая коробка изготовлена из стали 36Л, s_Т = 600×10⁶ Па

S = - условие выполняется.

Коэффициент запаса прочности по выносливости [2]:

n_a = (2.9)

где s_-1огр – ограниченный предел выносливости на сжатие при

симметричном цикле Па;

s_-1огр = 0,35×s_в = 0,35×800×10⁶ = 280×10⁶ Па,

где	sв– предел прочности материала;
	кsд– коэффициент, учитывающий влияние всех факторов на выносливость, кsд = 4;
	js–коэффициент, учитывающий влияние асимметрии цикла,
	js= 0,2

 

s_а – средняя амплитуда цикла [2];

(2.10)

где s_м – среднее напряжение цикла [2];

(2.11)

где s_min – минимальное напряжение цикла;

s_min = 0,9×s_мах = 0,9×250×10⁶ = 225×10⁶ Па,

где s_мах = 250∙10 Па;

n_a = - условие выполняется.

 

Цилиндровая втулка

 

Проверка цилиндровых втулок производится по внутреннему диаметру, т. к. напряжение больше на внутренней поверхности. Проверяет втулку минимального диаметра при максимальном давлении.

Эквивалентное напряжение на внутренней поверхности [2]:

(2.12)

где	r– внутренний радиус втулки, r =0,06 м;
	s– толщина стенки, s =0,042 м;
	с– наибольший допустимый износ втулки, м.

 

Коэффициент запаса статической прочности [2]:

S =

Цилиндровая втулка изготавливается из стали 65Г, для которой s_Т = 750МПа. Цилиндровые втулки не рассчитываются на выносливость, т. к. втулка изнашивается по внутреннему диаметру быстрее, чем может наступить ее усталостное разрушение.

S =

Делам вывод, что коэффициент запаса статической прочности цилиндровой втулки достаточен, для эксплуатации насоса с заданным давлением.

 

Шток насоса

 

Шток насоса рассчитывается на устойчивость и усталость. Расчету на усталость подвергаются утонченные участки штока, расположенные в месте свинчивания штока с кронштоком.

Усилие сжатия штока [2]:

Р_сж = , (2.13)

где, D – диаметр поршня, D = 0,12 м;

Максимальные переменные сжимающие напряжения [2]:

, (2.14)

где	fш – площадь наименьшего поперечного сечения штока;
	d – диаметр штока.

 

=160∙10 Па.

Шток изготовлен из стали 40Х s_т = 800 МПа.

Коэффициент запаса статической прочности:

S = - условие выполняется.

Коэффициент запаса прочности по выносливости [2]:

(2.15)

где s_-1с – предел выносливости на сжатие, для стали 40Х s_-1с=1000МПа.

- условие выполняется.

Расчет штоков на продольную устойчивость:

Для составных штоков определяем эквивалентную длину штока ползуна.

Эквивалентная длина штока ползуна [2]:

(2.16)

где	lшт– длина штока ползуна, lшт = 0,395 м;
	d– диаметр штока поршня, d = 0,065 м;
	d1– диаметр штока ползуна, d1 = 0,110 м.

Расчетная длина составного штока [2]:

(2.17)

где, l_ш – длина штока поршня, l_ш = 0,525 м.

Гибкость штока [2]:

(2.18)

где i_min – наименьший радиус инерции штока [3], м

(2.19)

где J – момент инерции [3], м³*м

(2.20)

Т.к. <100, то расчет коэффициента запаса устойчивости ведем по формуле Ф. С. Ясинского [2]:

(2.21)

где, s_кр – критическое напряжение сжатия [1], Па

(2.22)

Клапан насоса

 

Проверим клапан на стук [2]:

(2.23)

где, D_k = 140 мм и D₀ = 128 мм – диаметры клапана и отверстия седла;

g = 45⁰ – угол наклона образующей конической посадочной поверхности клапана.

- стука не возникает.

Тарель клапана рассчитывается на прочность и выносливость, как пластина радиуса d_k/2 свободно опертая по краям.

 

Момент изгиба тарели [2]:

(2.24)

где	dT– диаметр тарели, dT = 0,14 м;
	m–коэффициент Пуассона, m = 0,3

 

 

Максимальные напряжения изгиба при опрессовке [2]:

(2.25)

где d_т – толщина тарели, d_т = 0,030 м

 

Тарель клапана изготавливается из стали 20Х2Н4А для которойs_т=1100 МПа.

Коэффициент запаса статической прочности [2]:

(2.26)

Коэффициент запаса статической прочности тарели достаточен, для эксплуатации насоса с заданным давлением.

ТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ РАЗДЕЛ