6.4 Расчет приводной части

Детали приводной части насоса рассчитывают по наибольшему крутящему моменту. Ниже приведен расчет кривошипно-шатунного механизма, который рассматривается в положении, когда кривошип находится под углом φ, а шатун под углом β к оси ползуна (рис. VII.13).

Разложим усилие сжатия Т_с, действующее вдоль оси шатуна, на усилие Р_с по оси штока и N_с, перпендикулярное к ней.

Величина усилия сжатия, действующего вдоль оси шатуна

(VII.50)

При β=0 соsβ = 1 и T_С = P_С; при βmax сила Т_c будет максимальной

Рис.' У11.13. Схема действия сил в кривошипно-шатунном механизме: а — ход поршня вперед; б — ход поршня назад

Силы, действующие на параллели ползуна

(VII.52)

где N_с— составляющая силы, действующей вдоль шатуна, Н

(VII.53)

G — вес ползуна (половина веса шатуна и штока) в Н, знак плюс берется, когда Nc действует вниз, знак минус — когда эта сила действует вверх;

(R и L—длины соответственно кривошипа и ползуна). Удельная нагрузка на параллели (в Па)

(VII.54)

где b и l—соответственно ширина и длина накладок ползуна, м.

Для буровых насосов должно быть р_п≤0,5 МПа.

Расчет стержня шатуна аналогичен расчету штока, приведенному выше. За действующее вдоль оси усилие следует брать Tc max Шатун, как и шток, необходимо проверять на продольный изгиб. Коэффициент запаса устойчивости при этом должен быть больше 7.

Палец ползуна необходимо рассчитывать не только на изгиб, но и на давление, которое не должно превышать на его поверхности 12 МПа.

Сила Т_с=Р_с/соsβ на рисунке разложена на силу F_с, действующую по касательной, и силу Z_С, направленную по кривошипу к оси кривошипного вала:

(VII.55)

Таким образом, по касательной к окружности радиусом, равным длине кривошипа R, действует сила F_с. На коренном валу буровых насосов имеется по меньшей мере два или три кривошипа. Окружное усилие на коренном валу, приведенное к начальной окружности (радиуса г) зубчатого колеса, будет представлять собой окружную силу Р₃, действующую в зубчатой передаче:

(VII.56)

(n3m и n3m— к. п. д. зубчатой передачи коренного вала).

Приводя это усилие к шкиву ременной передачи радиуса Rш, получим усилие (в Н) на клиноременной передаче:

(VII.57)

где т — радиус начальной окружности шестерни, м; n1m и nmt3— к.п.д. трансмиссионного вала и ременной передачи.

Дальнейшие расчеты зубчатой и ременной передач проводятся по обычным методам, изложенным в курсах деталей машин.

Пример VII.7. Определить максимальное и длительно действующее усилия на шток поршня двухпоршневого бурового насоса УНБ-600.

Решение.

Насос УНБ-600 (см. табл. УП.1) при диаметре поршня D1=0,14 м развивает давление pн’= 32 МПа, а приD2=0,2 м pн’’=14,2 МПа.

Максимальное усилие, действующее на поршень при сжатии [см. формулу (У1М9)].

Здесь площадь поршня Р=яО*/4. При наименьшем диаметре поршня

при наибольшем диаметре поршня

Максимальное усилие действует при использовании поршня Д«=140мм.

Рассчитаем длительно действующее давление на поршень. Поскольку рабочие давления насоса при бурении различных интервалов скважины немного отличаются друг от друга, то для расчета за среднее с небольшим запасом примем давление при бурении под промежуточную колонну рср= = 18 МПа (см. пример УП.2). Для этого интервала подача Свп=0,039 м*/^с-Средние усилия, действующие на поршень:

при ходе вперед

п

при ходе назад где С — диаметр поршня для пода-

чи <2ни из формулы (VI 1.35);

принимаем ближайшее значение диаметра поршня 0=165 мм, диаметр штока 4=0,08 м, длину хода 5=0,4 м, л=66 ходов в 1 мин (из табл. VII.}). Проверяем, какое давление может развить насос

•■■ Для. этого интервала требуется давление 18 МПа, следовательно, резерв давления достаточен.

Усилие на поршень при ходе:

вперед назад

Пример VII.8. Определить коэффициенты запаса прочности штока двухпоршневого насоса УНБ-600 по условиям примера УП.7. Материал штока — сталь марки 40Х, предел текучести о—600 МПа; предел усталости на сжатие — растяжение 01 = 380 МПа, Р_С1=0,575 МН из примера (У11.7).

Решение.

Напряжение сжатия в теле штока

Запас прочности на сжатие по пределу текучести [см. формулы (УН.44) в (VI 1.48)]

что вполне приемлемо. Напряжение предела усталости

Запас прочности по пределу усталости

что больше рекомендуемых значений 1,5—2.

Штоки бурового насоса рассчитывают на продольную устойчивость по критическим напряжениям.

Гибкость штока %=1/1 [см. формулу (УИ.4)], где /=1,92 м —длина

0,08 штока; 1-=с1/4=—^— =0,02 м.

Гибкость штока А. ■= 1,92/0,02-* 96; так как гибкость штока Я,<105, то критическое напряжение определяем по формуле (VI 1.47)

Коэффициент запаса прочности по устойчивости из формулы (VI 1.48)

следовательно допустимо.

Пример У11.9. Найти максимальное усилие сжатия Т_ст,х, действующее вдоль оси шатуна насоса УНБ-600, и силу ЛГ_ср, действующую на ползун. Известны: Ь=1 м — длина шатуна; /?=0,2 м — радиус кривошипа; Т1зы= =0,95 — к. п. д. ползуна и шатуна; Р_С1 — сила, действующая на поршень (из примера VI 1.7).

Решение.

Определяем усилие, действующее вдоль оси штока,

Здесь Рс1=0,575 МН (см. пример УН.8).

Максимальный угол 0т*х между шатуном и осью штока

Усилие вдоль оси шатуна (см. рис. УП.13) . Максимальная составляющая силы, действующей на ползун,

При правом вращении коренного вала сила #етк направлена вверх. При весе ползуна 0=5 кН сила нажатия на направляющие ползуна