Коэффициент запаса прочности на продольный изгиб достаточный. Напряжение растяжения в резьбовой части поршневого конца
штока составит
Р р
°р /х ’
где — площадь сечения по внутреннему диаметру резьбы М 56 X X 3.
д = i | L = 0,785 • 4,8852 = 18,37 см2.
21000 = 1150 кгс/см2.
СТр 18,37
Коэффициент запаса прочности равен
К0-ц>
где о_1р — предел выносливости на растяжение при действии знако переменных нагрузок
о_1р = 0,36ав = 0,36 • 95 = 34,2 кгс/мм2.
|
К |
34,2 |
3. |
|
|
11,5 |
|
|
|
|
|
В резьбовой части штока со стороны, противоположной поршню, |
напряжение сжатия равно |
1,3-Р, |
|
|
|
|
|
|
|
|
h |
|
|
где / 2 — площадь сечения по внутреннему диаметру |
резьбы М 64 X 3, |
/ 2 = 24,34 см2; 1,3 — коэффициент, |
учитывающий |
влияние пред |
варительной затяжки. |
|
|
|
|
асж |
1,3-24 000 = |
1280 кгс/см2. |
|
|
24,34 |
|
|
|
Коэффициент запаса прочности
34,: 2,67, 12,!
что вполне достаточно.
РАСЧЕТ ПАЛЬЦА ГОЛОВКИ ШАТУНА НА ПРОЧНОСТЬ
Задача 169. Рассчитать палец головки шатуна на прочность, если максимальное усилие, возникающее в шатуне, 5 тах = = 20 000 кгс. Материал пальца — Ст. 50. Размеры пальца даны в ходе решения.
■274
Решение. Палец малой головки шатуна соединяет ее с крейц
копфом. Необходимо |
рассчитывать палец на |
удельное давление |
и изгиб. |
давление. Используем |
формулу |
Расчет на удельное |
„‘S'max
где В — длина пальца, В = 180 мм; d — наружный диаметр пальца d = 160 мм.
|
Таким образом, |
20 000 |
|
|
Я |
= 69,6 кгс/см2. |
|
18 • 16 |
В малую головку шатуна запрессована бронзовая втулка, в ко торой находится палец. По данным табл. 49, [q] = 70-1- 130 кгс/см2. 69,6 < 7 0 - 1 - 130 кгс/см2.
Рис. 48. Схема к расчету пальца крейцкопфа на изгиб.
Расчет на изгиб. Рассматриваем палец, как балку на двух опо рах. Опорами пальца является корпус крейцкопфа (рис. 48). В = = 180 мм; I = 255 мм.
где Миз — максимальный изгибающий момент, который определим по формуле
i f |
^шах |
1 |
s max |
|
В |
20 000 |
( 25,5 |
18 |
X Л(, С лпл |
М * * = ~ 2 ~ |
' Т ------2 |
"~4~= |
2 |
\ |
2----- — |
) =165000 кгссм. |
Находим момент сопротивления |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
рр= 0 , 1 (-di~ dl |
), |
|
где |
d± — внутренний диаметр пустотелого пальца, принимаем dt = |
= 57,5 мм. |
Тогда |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
W = |
0,1 |
7 Й-’754 = |
4025 см3. |
|
|
|
|
|
|
16 |
|
|
|
|
. |
Подставив значения Л/из и И7 в формулу, получим |
|
|
|
а ИЗ |
165 000 |
410 кгс/см2. |
|
|
|
4025 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Определяем коэффициент запаса прочности. Считаем, что режим работы пальца знакопеременный. Тогда
о_1и — 0,43ав.
Для стали 50 ав 60 кгс/мм2.
сг_1и = 0,43 • 60 = 25,8 кгс/мм2.
25,8
К: 6,3,
4,1
что вполне достаточно.
ТУРБОБУРЫ
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЭФФИЦИЕНТА БЫСТРОХОДНОСТИ КОЛЕСА ТУРБИНЫ
Задача 170. Определить коэффициент быстроходности колеса турбины и турбобура, если при скорости вращения вала турбобура
п = 725 об/мин |
перепад |
давления на турбине рт= 51,2 кгс/см2, |
а мощность на валу N = |
172 л. с. На вал турбобура надето i = 100 |
рабочих колес. |
Удельный вес раствора у = 1,3 гс/см3. |
Решение. Определяем перепад давления, приходящийся на одну ступень, в метрах столба бурового раствора по формуле
|
|
Рт |
51,2-104 |
=3,95 м. |
|
|
|
|
yi |
1300-100 |
|
|
|
|
|
|
|
Мощность, развиваемая одним колесом, |
|
|
|
|
^ i |
N |
172 |
1,72 л. с. |
|
|
|
= |
10 0 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Коэффициент быстроходности колеса |
|
|
|
|
|
п V N i |
|
|
|
|
|
|
|
‘^J=- = 725 • |
3,95 V 3,95 |
|
|
|
Н г У н |
|
|
|
Коэффициент быстроходности турбобура |
|
|
V n |
— п - |
V n |
_ 725 |
|
1300 |
/1 7 2 |
= 5,67. |
Н у Н |
Рт |
V.PiV |
|
51,2 • 104 |
Ю4 |
|
|
|
|
|
У |
13001зс |
|
П р и м е ч а н и е . В приведенные выше формулы рт необходимо подстав лять в кгс/м2, а у — в кгс/м3.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ УДЕЛЬНОГО ДАВЛЕНИЯ НА ПОДПЯТНИКИ ТУРБОБУРА
Задача 171. Определить удельное давление на подпятник турбо бура, если гидравлическая нагрузка составляет Г = 18 500 кгс; вес вращающихся деталей дрот = 1850 кг; количество подпятни
ков i = |
18. Согласно рис. 49, D — внешний диаметр подпятника, |
d j E f i, |
— диаметры рабочей поверхности. |
Решение. Удельное давление на подпятник определяем по формуле
Рис. 49. Схема подпятника турбобура.
где i — количество |
подпятников, |
|
рабочей |
поверхности подпятников. |
|
|
|
F = J L ( d \ - d l) , |
|
где d 2 = 120 мм; d x = 160 мм. |
|
|
|
18 500+1850 |
= 6,85 кгс/см2. |
|
q |
18 • 0,785 (162—122) |
|
|
|
Допустимое удельное давление на подпятник турбобура |
[д] = 15 + |
+ 20 кгс/см2, значит |
g < [д]. |
|
|
ОПРЕДЕЛЕНИЕ КОЛИЧЕСТВА СРЕДНИХ ОПОР ТУРБОБУРА |
Задача 172. Определить количество средних опор, которые необ ходимо поставить на вал турбобура, если диаметр вала dK = 110 мм;
длина 1В= |
7600 мм. Остальные необходимые данные |
приведены |
в ходе решения задачи. |
|
Решение. |
Вал турбобура имеет значительную длину. |
При враще |
нии длинного вала в нем возникают большие колебания, которые могут привести к авариям. Число оборотов вала, при котором воз
никают такие колебания, называется |
критическим. Критическое |
число оборотов определим по |
формуле |
|
|
пкр |
|
VEIg |
|
|
|
|
|
|
где Е — модуль упругости, |
равный |
для |
стали 2,1 • 106 кгс/см2; |
/ — экваториальный момент инерции сечения вала, |
j |
_ |
Jidj| |
|
|
1 - _ |
6 4 ~ : |
|
|
g — ускорение силы тяжести, g = |
981 см/с2; |
q — вес 1 см вала в кг; |
1Кр — длина вала между опорами (критическая).
Вес 1 см вала можно определить по формуле
9 = Т ~ Y.
da — диаметр вала в см; у — удельный вес стали, у = 0,00785 кгс/см3. Преобразуя формулу икр, получаем
тгкр = 1,2Ы 07
Отсюда
21 •107dB
•'кр пкр
Вместо пкр можно задаться числом оборотов вала при холостом режиме работы
^хол—■2п0
пот — число оборотов вала при оптимальном режиме работы. При нимаем попт = 700 об/мин.
Таким образом,
пкр = пхол = 2 • 700 = 1400 об/мин.
Имея все необходимые для расчета данные, определяем
"кр - V |
21-Ю7-И |
= 308 см, |
* |
1400 |
|
т. е. критическая длина |
вала |
между |
опорами составляет 308 см. |
Это указывает на то, что на валу необходимо устанавливать проме жуточные опоры. Количество промежуточных опор определим из соотношения
760
п 2,46.
308
Принимаем п = 3.
•РАСЧЕТ КОРПУСА ТУРБОБУРА НА ПРОЧНОСТЬ.
Задача 173. Рассчитать корпус турбобура на прочность, если по тери давления в турбобуре и долоте составляют ртур = 100 кгс/см2; наружный диаметр турбобура D = 235 мм; внутренний d = 205 мм, материал для изготовления корпуса — сталь 40Х, предел прочности которой сгв = 90 кгс/мм2.
Решение. Корпус турбобура рассчитывают на растяжение ар от внутреннего давления по формуле Барлоу
„_ Р т ур О
Р~ 26 '
