Файл: Элияшевский, И. В. Типовые задачи и расчеты в бурении учеб. пособие.pdf

Скачать файл (16,08Мб)

Заказать решение

ВУЗ: Не указан

Категория: Не указан

Дисциплина: Не указана

Добавлен: 15.10.2024

Просмотров: 244

Скачиваний: 0

ВНИМАНИЕ! Если данный файл нарушает Ваши авторские права, то обязательно сообщите нам.

Решение. Регулировочное кольцо в зависимости от его толщины позволяет диафрагме 2 выдерживать различные давления при ее постоянной толщине.

Толщину мембраны (диафрагмы) примем h = 0,4 мм. Определяем расчетное давление

рр— 1,1р = 1,1-172 = 189 кгс/см2.

Предел прочности на срез находим из соотношения

тв ср = 0,77<тв = 0,77-30 = 23,1 кгс/мм2.

Рассчитываем диаметр проходного отверстия предохранительного кольца клапана

D np = Ahrs	ср _4 *0,4 • 23,1	■19,6 мм.
Р Р	1,89

ОПРЕДЕЛЕНИЕ УСИЛИЙ, ДЕЙСТВУЮЩИХ НА ШТОК НАСОСА

Задача 162. Рассчитать усилия, действующие на шток бурового насоса двойного действия, если на насосе установлена цилиндровая втулка D = 170 мм, которая позволяет развивать давление р = = 95 кгс/см2, диаметр штока d = 65 мм. Дополнительными усилиями, возникающими в результате трения поршня о цилиндровую втулку и штока в его сальнике, пренебречь.

Решение. На шток насоса действуют усилия растяжения и сжа тия. Усилие растяжения определяем по формуле

Pp= p -J (D2 — d2) = 95 >0,785 (172 — 6,52) — 18 400 кгс.

Усилие, сжимающее шток, находим по формуле

РСж = Р - j D2= 95 • 0,785 • 172 = 22 300 кгс.

Задача 163. Исходя из условия задачи 162, определить Рр и Рсж с учетом дополнительных усилий, возникающих в результате трения поршня о цилиндровую втулку и штока в его сальнике.

Решение. Усилие растяжения определяем по формуле

Рр = пр		+ D h h + К сd l f ) ,
где П — длина самоуплотняющейся части поршня,			= 25—30 мм.
Принимаем 1Х — 30 мм;		— коэффициент трения между резиновым
уплотнением поршня	и	цилиндровой втулкой, f 1	= 0,08—0,16.
Принимаем f 1 =: 0,15;	Кс — коэффициент средней величины ради
ального давления на	уплотнение штока-, Кс = 0,15;		/ 2 — коэффи

циент трения уплотнения о шток, / 2 = 0,05—0,2.		Принимаем / 2 =
=	0,2; I — длина уплотнения сальника штока.	Принимаем I =
=	50 мм.

265

Имея значения р, D и d из условия задачи 162, рассчитываем Рр.

Р р = 95-3,14 (^ 11^ 6^ 1+ 17-3-0,15 + 0,15 -6,5 -5 -0,2) = 21		000 кгс.
Усилие сжатия	составит
Рсж = пр ( х ~ + Dlih f К с dlf2j =
= 3,14• 95	+ 1 7 • 3 • 0,15 + 0,15- 6,5- 5- 0,2) = 24 200	кгс.

О П Р Е Д Е Л Е Н И Е У С И Л И Й В З У Б Ч А Т О М З А Ц Е П Л Е Н И И Б У Р О В О Г О Н А С О С А

Задача 164. Определить усилия, которые возникают в зубчатом зацеплении двухцилиндрового бурового насоса двойного действия. Давление нагнетания р = 165 кгс/см2; диаметр цилиндровой втулки D = 130 мм; диаметр штока d = 65 мм.

Р н с . 4 4 . С х е м а п о р ш н е в о г о н а с о с а д в о й н о г о д е й с т в и я к р а с

ч е т у т а н г е н ц и а л ь н ы х у с и л и й .

Решение. Вычерчиваем схему работы двухцилиндрового насоса двойного действия (на рис. 44 показан один цилиндр). Окружное усилие, действующее в зубчатом зацеплении, можно определить по формуле

р2Мкр

0КР_ Ви.оП ’

где Мкр — крутящий момент на кривошипном валу;	DH0 — диа
метр начальной окружности зубчатого колеса (на	кривошипном

валу), DH0 =	1485,9 мм; г) — коэффициент полезного действия
подшипников	кривошипного вала и зубчатого зацепления,	ц =
= 0,97.	Мкр = ТСушг,
	Мкр = ТСушг,
где г — радиус кривошипа, г = 225 мм; Гсум — максимальное		сум- -

марное тангенциальное усилие, возникающее на кривошипах, опре деляемое графическим путем.

266

Тангенциальное усилие, возникающее на одном кривошипе, можно определить по формуле

Т = aSsin (сс + Р),

где S — усилие, возникающее в шатуне; а — угол поворота криво шипа; р — угол наклона шатуна к горизонтали.

Усилие S находим по формуле

с _ Л<Р

6 ~ cos р *

где Ркр — усилие, действующее на крейцкопф.

р— Р ш

кр~ тц ’

где Р ш— усилие, действующее на шток; тц — к. п. д. крейцкопфа и шатуна, тц = 0,95—0,96. Принимаем тц = 0,95.

На шток действуют сжимающие и растягивающие усилия. При вращении кривошипа от 0 до 180° на шток действуют растягивающие усилия; при вращении кривошипа от 180 до 360° — сжимающие.

Определил! растягивающие усилия, действующие на шток (без учета сил трения),

Pp =P - j ( & - & ) ,

где р — давление нагнетания, р = 165 кгс/см2; D — диаметр порш ня (цилиндровой втулки); D = 130 мм; d — диаметр штока, d = = 65 мм.

Рр = 165 • 0,785 (132 - 6,52) = 16 500 кгс.

Усилие, сжимающее шток,

Рсж= 0,785pD2=0,785 • 165 • 132 = 22 000 кгс.

Таким образом, при вращении кривошипа от 0 до 180° усилие действующее на крейцкопф, составит

			р' —	_	16	500 __17 Л00 кгс
		Икр~		гц _	0,95 ~ 1 ‘ Ш } КГС‘
	При вращении кривошипа от					180 до 360°
			D*j	Р с ж		22 000	= 23 200 кгс.
			кр -	Л!		0,95	= 23 200 кгс.
				Л!		0,95
1-	Находил! значения угла \|3 при разных положениях кривошипа:
1-	е положение,	а	= 0°;	р =	0°.
2-	е положение,	а	— 30°;

А В

где l — расстояние между центрами головок шатуна^ I — 1000 мм. Согласно схеме рис. 44, АВ = АО sin а. АО — радиус кривошипа,

АО = 225 м.

АВ = 225sin 30° = 225 -0,5 = 112,5 мм.

sin P = w	= 0 ’1125; р = 6°27'-
3-е положение, а = 60°.		АВ
•	й
sin р =		—j—.

АВ = 225 • sin 60° = 225 • 0,866 = 195 мм.

4-е положение, а — 90°.

sin р : 225 =0,225; р = 13°

1000

Значения угла р при 5—13-м положениях кривошипа даны в табл. 48.

							Т а б л и ц а 48
Положение		а	Р	Положение		а	Р
кривошипа		а	Р	кривошипа		а	Р
.	5	120°	11° 15'	10		270°	13°
	6	150°	6° 27'	и	•	300°	11° 15'
	7	180°	0°	12	•	330°	6° 27'
	8	120°	6° 27'	13		360°	0°
	9	240° '	11° 15'

Учитывая Р'кр и .Ркри имея значения углов а и р , находим значе ния тангенциальных усилий при разных положениях кривошипа.

1- е положение.

Тг = 81! sin (а + р) = 0.

2- е положение.

_ Р'ку	17 400	17 400	= 17 525 кгс.
Sп ~ cosp	cos 6927'	0,9935	= 17 525 кгс.

Ти = 17 525 •sin 36°27' = 17 525 • 0,5941 = 10 400 кгс.

3-е положение.

h i	Р’кр	17 400	174001	= 17 800 кгс.
	COS Р	cos ц 815'	0,9791

Ти1 = 17 800-sin (60° + 11°15*) = 17 800 • 0,8767 = 15 600 кгс.

268

	4-е	положение.
			кр	17 400	17 400	■17 900 кгс.
		’ IV	cos р	cos 13°	0,9744

		TlY = 17 900 sin (90° +13°) = 17 900 • 0,9744 =					17 500 кгс.
6-	5-е положение соответствует 3-му положению.						Ту = 15 600 кгс.
	е	положение	соответствует		2-му положению.		TV1 = 10 400 кгс.
7-	е положение		соответствует 1-му положению. Туп — 0.
	8-е	положение.

Тупj = ‘S'yjjj sin (а -)- Р).

При вращении кривошипа от 180 до 360° необходимо учесть усилие

р "

1 кр

S V I I I	^кр	23 200	23 200	23400 кгс.
S V I I I	COS Р	6°27'	0,9935	23400 кгс.

Ттш = 23 400 • sin (210° + 6°27') = - 2 3 400 • 0,5941 = - 1 3 900 кгс.

Знак минус не учитывается, так как он указывает на обратное вра щение кривошипа. Гущ = 13 900 кгс.

9-е положение.

S	IX	Ркр	23 200'	23 200 = 22 800 кгс.
	IX	COS Р	cos11°15'	0,9791

1Х = 22 800 • sin (240 -f-11°15') = 22 800 • 0,8767 = 20 000 кгс.

10-е положение.

^х

_ Р кр	23 200	= 22 600 кгс.
COS Р	0,9744

Тх = 22 600 • sin (270° +13°) = 22 600 • 0,9744 = 22 000 кгс.

11- е положение соответствует 9-му положению. TXJ = 20 000 кгс. 12- е положение соответствует 8-му положению. Т%и = 13 900 кгс. 13- е положение. ГХ1П = 0.

Определив значения Т при разных положениях кривошипа, строим синусоиду (рис. 45), которая показывает зависимость Т от угла поворота кривошипа. Вторую синусоиду смещаем на 90°, так как второй кривошип расположен относительно первого под углом 90°.

Суммируя графики, определяем максимальное тангенциальное усилие, возникающее на кривошипах, Тсум = 34 800 кгс.

Определим значение крутящего момента на кривошипном валу

Мкр = 34 800 • 22,5 = 784 000 кгс -см.

Тогда окружное усилие