Расчет бурового насоса
Проектирование приводной части. Определение типа двигателя бурового насоса. Обоснование необходимой гидропередачи. Проведение кинематического и проверочного расчетов прочности, нахождение усилий. Выбор коренного вала. Оценка технологичности конструкции.
| Рубрика | Производство и технологии |
| Вид | курсовая работа |
| Язык | русский |
| Дата добавления | 16.09.2017 |
| Размер файла | 2,1 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
1. Обоснование требований к буровому насосу
Буровые насосы предназначены для нагнетания в скважину промывочной жидкости с целью очистки забоя и ствола от выбуренной породы (шлама) и выноса ее на дневную поверхность; охлаждения и смазки долота; создания гидромониторного эффекта при бурении струйными долотами; приведения в действие забойных гидравлических двигателей.
Исходя из назначения и условий эксплуатации, к буровым насосам предъявляют следующие основные требования:
-подача насоса должна быть регулируемой в пределах, обеспечивающих эффективную промывку скважины;
-мощность насоса должна быть достаточной для промывки скважины и привода забойных гидравлических двигателей;
-скорость промывочной жидкости на выходе из насоса должна быть равномерной для устранения инерционных нагрузок и пульсаций давления, вызывающих осложнения в бурении, дополнительные энергетические затраты и усталостные разрушения;
-насосы должны быть приспособлены для работы с абразиво- и маслосодержащими коррозионно-активными промывочными растворами различной плотности;
-узлы и детали, контактирующие с промывочным раствором, должны обладать достаточной долговечностью и быть приспособленными к удобной и быстрой замене при выходе из строя;
-крупногабаритные узлы и детали должны быть обеспечены устройствами для надежного захвата и перемещения при работе и техническом обслуживании;
-узлы и детали приводной части должны быть защищены от промывочного раствора и доступны для осмотра и технического обслуживания;
-насосы должны быть приспособлены к транспортировке в собранном виде на далекие и близкие расстояния и перемещению волоком в пределах буровой;
-конструкция насосов должна допускать правое и левое расположение двигателей насосного агрегата;
-насос должен иметь предохранительный клапан на случай повышения давления выше предельного. Предохранительный клапан должен иметь линию, сброса в приемные амбары;
-приводная часть насоса должна быть надежно защищена от грязи, пыли и воды;
-конструкция должна допускать привод от электродвигателей и дизельного силового привода;
-надежность и долговечность насосов должны сочетаться с их экономичностью и безопасностью эксплуатации.
Техническая характеристика
Наименование Насос буровой
Шифр НБТ-600
Тип Приводной, трехпоршневой, горизонтальный, одностороннего
действия
Мощность квт. (л. с.) 600±60 (816±81,6)
Полезная мощность, не менее,
квт. (л. с.) 475 (646)
Наибольшая объемная подача,
м3/ч (дм3/с) 160±16 (45±4,5)
Наибольшее давление на выходе,
не менее, Мпа (кгс/см2) 25,0 (250)
Число ходов поршней в мин 135
Длина хода поршней, мм 250
Тип предохранительного клапана гвоздевой
Тип пускового устройства дроссельно-запорное, ДЗУ-250
Производительность насоса системы
охлаждения, дм3/с 5,5
Объем охлаждающей жидкости, дм3 160
Производительность насоса системы смазки, дм3/мин 50
Давление в системе, кгс/см2 4
Объем масла в системе смазки, дм3 180
Марка масла -- индустриальное И-50А
Тип пневмокомпенсаторов сферический диафрагменный
ПК 40/250 ПК 20/4
Объем компенсатора: ПК 40/250, дм3--40
ПК 20/4 , дм3--20
Рекомендуемый газ: ПК 40/250 -- азот
ПК 20/4 -- воздух
Давление предварительного сжатия
газа в полости компенсатора, кгс/см2
ПК 40/250--250
ПК 20/4 -2
Подшипники:
Опоры кривошипного вала 7352 М
большой головки шатуна 37/680 Г
малой головки шатуна 5514128 Л
Габаритные размеры, мм
Длина 4747
Ширина 2790
Высота 2330
2. Обзор существующих конструкций. Проектирование приводной части насоса
2.1 Классификация силовых приводов
Современные буровые установки оснащены различными по назначению и мощности машинами и механизмами, действие которых обеспечивается соответствующим приводом, состоящим из двигателя, силовой передачи (трансмиссии) и аппаратуры управления. Тип привода, его компоновка и конструкция значительно влияют на технико-экономические показатели буровой установки.
При конструировании силовых приводов, прежде всего, следует решить вопрос о виде двигателей и роде энергии - жидком топливе, газе или электричестве. Тип привода для агрегатов буровой установки определяется совокупностью условий их эксплуатаций.
Все приводы делятся на:
*автономные - приводы, имеющие собственные теплосиловые установки, главным образом ДВС или ГТУ;
*неавтономные - приводы, двигатели которых используют подведенную энергию (приводы с электрическими или пневматическими двигателями).
Силовой привод может быть групповым, индивидуальным (однодвигательным) и многодвигательным.
В групповом приводе один двигатель приводит в движение через трансмиссии все рабочие машины установки. При применении одного двигателя уменьшаются масса, габаритные размеры и стоимость силового оборудования, однако требуется сложная трансмиссия, затрудняется блочное конструирование установки, понижается ее эксплуатационная надежность. В групповом приводе тяжелых буровых установок практикуется применение нескольких сблокированных двигателей одинаковой мощности. Групповым выполняют только автономный привод.
Индивидуальным или однодвигательным называют привод, в котором каждая рабочая машина имеет отдельный двигатель. Этот вид привода широко распространен в бурении: буровые станки и насосы установок с неавтономным приводом, как правило, имеют отдельные двигатели. Применение индивидуального привода облегчает и упрощает трансмиссию, обеспечивает возможность блочного конструирования оборудования, улучшает его ремонтопригодность.
Многодвигательным называют привод, в котором двигателями снабжены отдельные рабочие органы машины. Он имеет преимущества индивидуального привода и, кроме того, обеспечивает возможность выбора двигателей в соответствии с нагрузочными характеристиками рабочих органов машин. К недостаткам этого привода относятся высокая стоимость двигателей, большая их масса, значительная площадь силовой группы в плане.
Режим работы бурового насоса характеризуется непостоянством подачи и развиваемого напора в процессе бурения скважины.
Необходимость изменения количества подаваемой жидкости обусловлена ступенчатостью конструкции скважин, применением породоразрушающих инструментов различных типов, специальных снарядов при бурении по полезному ископаемому, гидравлических забойных двигателей и другими специфическими особенностями технологии бурения. Диапазон изменения количества подаваемой жидкости может достигать значения 10:1. Требованиям технологии бурения наиболее полно удовлетворяет бесступенчатое регулирование подачи в пределах заданного диапазона. Подача жидкости должна быть стабильной при изменении сопротивления гидравлического такта, пока развиваемое насосом давление не достигнет предельно допустимого значения. Следовательно, привод насоса должен обеспечивать:
*заданный диапазон регулирования подачи жидкости предпочтительно с плавным изменением ее внутри диапазона;
*стабильность подачи при изменении крутящего момента на валу насоса в допустимых пределах;
*стабильность подачи при изменении давления;
*малую подачу при больших значениях давления (режим “прихват”).
Классификация двигателей привода
1. Двигатели внутреннего сгорания (ДВС) обеспечивают автономность бурового оборудования, что необходимо при проведении работ в малоосвоенных районах, где связь с внешним источником энергии невозможна, или в тех случаях, когда прокладка линий энергоснабжения экономически невыгодна.
Для теплосиловых двигателей буровых установок важное значение имеет легкость запуска, особенно в зимних условиях эксплуатации, а также их приемистость.
В приводах бурового оборудования используют дизельные и карбюраторные двигатели.
Дизельные двигатели экономичны, обладают сравнительно небольшой удельной массой, надежны и долговечны. Диапазон регулирования дизельных двигателей R = 1,3ч1,8; перегрузочная способность л = 1,10ч1,15.
Карбюраторные двигатели, уступая по экономичности дизелям, имеют меньшую удельную массу. Их применяют в приводах легкого переносного оборудования и при работах в труднодоступных местностях, когда малая удельная масса двигателя имеет первостепенное значение. Для карбюраторных двигателей R = 1,4ч2,0; л = 1,1ч1,4.
Достоинства ДВС:
-автономность бурового оборудования, что необходимо при проведении работ в районах, где отсутствует энергоснабжение;
-большая гибкость привода по сравнению с асинхронными двигателями, что облегчает выбор рациональных скоростей движения исполнительных механизмов;
Недостатки ДВС:
-нерациональное использование в качестве индивидуального привода, так как увеличивается общее число двигателей установки, а к этому можно прибегать только в крайних случаях;
-сложность механических трансмиссий при наличии нескольких рабочих механизмов;
-невозможность непосредственного реверсирования;
-высокий уровень шума;
-необходимость систематической доставки топлива;
-специальное обслуживание двигателей;
-низкая перегрузочная способность.
Часть недостатков, присущих ДВС, устраняется при использовании передвижных дизель-генераторных агрегатов. Нередко такие агрегаты являются индивидуальными. Однако они имеют сравнительно низкий к.п.д., значительную удельную массу и более сложны в эксплуатации вследствие использования различных видов энергии.
2. Электродвигатели применяют только при централизованном энергоснабжении и в основном в качестве индивидуального привода. Установленная мощность при этом будет несколько выше, чем при групповом. Однако это позволяет избежать использования сложных трансмиссий, значительно упростить буровую установку и улучшить ее монтажеспособность.
Асинхронные электродвигатели трехфазного тока широко используются в приводах установок. Основным типом является электродвигатель с короткозамкнутым ротором, имеющий наименьшую стоимость и наибольшую надежность. Асинхронные нерегулируемые электродвигатели имеют жесткую характеристику: диапазон регулирования R = 1,0ч1,05, кратковременная (мгновенная) перегрузочная способность л = =1,7ч2,2. Длительная работа с перегрузкой резко уменьшает долговечность двигателя, поэтому при длительной работе (привод насоса) отбираемая то электродвигателей мощность не должна превышать номинальную.
Электродвигатели постоянного тока используют в регулируемых приводах. Регулируемый привод буровых установок прежде выполняли по схеме генератор - двигатель. Ее основными недостатками являются большие стоимость, масса и габаритные размеры силового оборудования, в связи, с чем эта система не имеет широкого применения.
Более совершенна и экономична система с управляемыми тиристорными преобразователями. Тиристорные преобразователи практически безынерционны, отличаются высоким к.п.д., небольшими размерами и малой удельной массой, не превышающей 1 - 2 кг на 1 кВт мощности двигателя.
Достоинства двигателей постоянного тока с тиристорным управлением:
-плавное регулирование частоты вращения от нуля до максимально допустимой, что полностью отвечает требованиям технологии бурения и выполнения аварийных работ;
-благодаря высокой перегрузочной способности и возможности плавного пуска исполнительного механизма существенно упрощается трансмиссия бурового станка.
Недостатки:
-более высокая стоимость;
-большая удельная масса;
-усложнение электрооборудования и большие эксплуатационные расходы;
-меньшая надежность по сравнению с асинхронными двигателями.
3. Пневматические двигатели лопастного, поршневого и шестеренного типов применяют в приводах оборудования для бурения скважин из подземных горных выработок, при централизованном снабжении сжатым воздухом (давление 0,6 - 0,8 МПа). Использование автономных компрессорных станций для снабжения сжатым воздухом пневмодвигателей буровых установок нерационально вследствие низкого к.п.д. привода.
Достоинства:
-возможность плавного регулирования частоты вращения;
-взрывобезопасность.
Недостатки:
-низкий к.п.д.;
-необходимо централизованное снабжение сжатым воздухом.
4. Газотурбинные двигатели в отличие от дизеля преобразуют тепловую энергию в механическую не циклически, а непрерывно. По сравнению с дизелем газотурбинный двигатель обладает более мягкой характеристикой. Способность его резко снижать частоту вращения при загрузке свободной турбины с последующим быстрым выходом на номинальный режим работы является положительной особенностью, благодаря которой упрощаются пусковые устройства в приводе бурового насоса. Перегрузочная способность и диапазон регулирования их зависит от конструктивной схемы, и изменяются довольно в широких пределах. Двухвальные газотурбинные двигатели имеют характеристику, близкую к характеристике двигателя постоянного тока последовательного возбуждения (R = 2,0ч3,0; л = 2,5ч3,0). Удельная масса газотурбинного двигателя составляет примерно 1,22 кг/кВт и почти в 7 раз меньше, чем дизеля, поэтому значительно уменьшаются масса и габариты привода и всей буровой установки. Отсутствие водяного охлаждения облегчает запуск и эксплуатацию двигателя в зимних условиях. Моторесурс газотурбинных двигателей при эксплуатации в бурении достигает 9500 ч, а расход масел почти в 10 раз меньше, чем у дизелей.
Достоинства:
-небольшая удельная масса и малые размеры;
-легкий запуск двигателя при низких температурах;
Недостатки:
-повышенный расход топлива (примерно в 2 раза больше, чем у дизелей);
-низкий к.п.д. при малых нагрузках;
-высокий уровень создаваемого шума.
Буровые установки с газотурбинными двигателями экономически эффективны при наличии доступных местных ресурсов топлива.
5. Гидравлический привод.
Гидроприводом называют совокупность устройств для приведения в движение механизмов и машин с помощью гидравлической энергии. Силовой частью гидропривода является гидропередача, состоящая из насоса, гидродвигателя и гидросети. В состав гидропривода входят также распределительные и регулирующие устройства для управления потоком жидкости, резервуары, фильтры и т.д.
В качестве первичных двигателей в гидроприводах применяют ДВС и асинхронные электродвигатели переменного тока. Механическая энергия приводного двигателя с помощью насоса преобразуется в гидравлическую и через распределительные, и регулирующие устройства передается гидродвигателю, где энергия потока жидкости вновь преобразуется в механическую.
Рабочая жидкость должна быть нейтральной к материалам гидропривода и безвредной для обслуживающего персонала, должна иметь хорошую смазывающую способность, низкую температуру застывания и небольшое изменение вязкости в процессе работы, не быть склонной к пенообразованию. Обычно в качестве рабочих жидкостей используют индустриальные и веретенные масла или смеси минеральных масел с различными присадками, регулирующими диапазон рабочих температур и другие параметры жидкости.
Силовые гидроцилиндры обеспечивают прямолинейное возвратно-поступательное движение ведомого звена.
Особенности и принцип действия гидроприводных насосов рассмотрим на примере поршневого прямодействующего двухкамерного насоса дифференциального действия ГНБ - рис 1.
Рис. 1. - Гидроприводной буровой насос
Гидроприводной буровой состоит из корпусов 2, в расточках которых расположены рабочие и приводные цилиндры 1 и 3, золотника реверса 4, синхронизатора 5 и дросселя регулирования подачи 6.
Работа насоса осуществляется следующим образом (рис. 2).
Рис. 2 - Принципиальная схема насоса ГНБ
При очередном рабочем ходе плунжер реверсивного золотника 13 занимает одно из крайних положений, и масло от насоса НШ - 10 буровой установки поступает в приводной цилиндр 11, воздействует через плунжер 8 на рабочий поршень 4, который, перемещаясь, нагнетает перекачиваемую жидкость через клапан 3 в нагнетательную линию 2 и подает ее через приемный клапан 10 и линию всасывания 9 в штоковую полость рабочего цилиндра 5. Одновременно тот же плунжер через опирающиеся на пружины 6 тяги 7 и цепную передачу 12 воздействует на плунжер второго приводного цилиндра и через него на рабочий поршень, который, перемещаясь, всасывает перекачиваемую жидкость из штоковой полости второго рабочего цилиндра и линии всасывания через клапан 1 в поршневую полость рабочего цилиндра.
Реверсирование поршней производится от золотника 13, который управляется от поршней через муфты свободного хода 14 и кулачок 15, перемещающий плунжер золотника. При реверсировании происходит наложение подач цилиндров, чем достигается высокая степень равномерности подачи. При этом происходит деформация пружин 6 с их последующим возвратом в исходное положение, и рабочий цикл повторяется.
В гидромоторах энергия потока жидкости преобразуется в механическую энергию вращательного движения вала.
Достоинства гидропривода:
-возможность бесступенчатого регулирования частоты вращения выходного вала гидромотора в диапазоне, достигающем значений 100:1 и более;
-сравнительно небольшие масса и размеры гидравлического оборудования;
-удобство компоновки бурового оборудования благодаря установке индивидуальных гидромоторов непосредственно у потребителей энергии, что исключает или существенно упрощает механические трансмиссии;
-легкость реверсирования и защиты приводных двигателей и исполнительных механизмов от перегрузок;
-простота и легкость управления приводом, что улучшает условия труда и облегчает применение дистанционного и автоматического управления.
Недостатки:
-более низкий по сравнению с механическими передачами к.п.д. гидропередачи;
-необходимость предохранения рабочей жидкости от проникновения в нее воздуха
Основными элементами гидропривода являются насосные агрегаты, гидромоторы, гидроуправляемые клапаны и предохранительные клапаны.
Гидроуправляемые клапаны предназначены для реверсирования гидромоторов, т.к. аксиально-поршневые насосы с поворотным распределителем имеют постоянное направление потока. Клапаны соединены между собой по мостовой схеме, в одну из диагоналей которых включены насосные агрегаты, а в другую - гидромоторы. Управление клапанами гидравлическое путем попарного запирания их наибольшим рабочим давлением, подводимым через обратные клапаны и гидрораспределителем. Клапаны изготавливаются встраиваемого исполнения. Условный проход 32мм. Монтаж клапанов осуществляется в монтажных гнездах блока, который может использоваться также для монтажа других элементов например, гидрораспределителя стыкового исполнения.
Клапаны предохранительные предназначены для защиты элементов гидропривода от возможных перегрузок.
1-переходник; 2-поршень; 3-шток; 4-корпус; 5-демпфер;
6-табличка; 7-кожух; 8-нож; 9-стержень
Рис. 3. Клапан предохранительный КП-250
Клапаны прямого действия патронного исполнения c условным проходом 25мм установлены традиционно на гидромоторах, а также дополнительно на насосных агрегатах на случай отказа в работе гидроуправляемых клапанов.
Предохранительный клапан КП-250 (рис. 3.) предназначен для защиты гидравлической и механической частей насоса и привода от действия перегрузок.
Клапан состоит из следующих основных частей: корпуса 4, переходника 1, штока 3 с поршнем 2, демпфера 5 и кожуха 7. Шток упирается в нож 8, который удерживается в статическом положении стержнем 9. Стержень проходит через отверстие в ноже и корпусе 4. Семь отверстий в ноже соответствуют различным давлениям, при которых происходит срабатывание клапана.
При подъеме давления в напорном трубопроводе, выше указанного в табл. 5, стержень 9 срезается, шток с поршнем движется к демпферу 5, отбрасывая нож 8.
Для контроля работоспособности необходимо изъять стержень 9 из предохранительного клапана и запустить буровой насос в работу.
Наличие потока бурового раствора из выкидной линии КП-250 при давлении в линии манифольда не более 0,5 МПа свидетельствует о работоспособности клапана.
При отсутствии потока бурового раствора из выкидной линии КП-250 необходимо остановить насос, осмотреть клапан, при необходимости разобрать и устранить неисправность, повторить проверку работоспособности.
Периодичность контроля работоспособности клапана определяется эксплуатирующей организацией, но реже одного раза в сутки и после каждой длительной остановки насоса.
Таблица 1. Характеристика клапана КП - 250
|
Давление рабочее, МПа (кгс/см ) |
Давление срабатывания МПа (кгс/см ) |
|
|
11,3 (113) |
11,7-12,4 (117-124) |
|
|
12,6 (126) |
13,0-13,8 (130-138) |
|
|
14,3 (143) |
14,8-15,7 (148-157) |
|
|
16,2 (162) |
16,8-17,8 (168-178) |
|
|
18,7 (187) |
19,2-20,4 (192-204) |
|
|
21,6 (216) |
22,4-23,8 (224-238) |
|
|
25,4 (254) |
26,3-27,9 (263-279) |
Гидробак с номинальной вместимостью не менее 1300 л предназначен для питания гидропривода рабочей жидкостью. За счет теплоотдающей поверхности гидробака, а также за счет теплоотдающих поверхностей остальных элементов гидропривода осуществляется также дополнительное естественное охлаждение рабочей жидкости и обеспечивается установившийся тепловой режим гидропривода.
Техническая характеристика гидромотора
Наименование ………………………………………………Гидромотор
Шифр ……………………………………………………….303.3.160
Рабочий объем, см3:
-номинальный……………………………………………160
минимальный……………………………………..……..0
Частота вращения, с-1(об/мин):
при V ном
-минимальная……………………………………………...0,83 (50)
-номинальная………………………………………...……20,0 (1200)
-максимальная………………………………………...…..44,0 (2650)
при V мин
-максимальная………………………………………….…53,88 (3500)
Давление на входе, МПа (кгс/см2):
-номинальное……………………………………...……..20 (200)
-максимальное………………………………………...…35 (350)
Давление на выходе, МПа (кгс/см2):
-максимальное…………………………………………....20 (200)
Номинальный перепад
давления, МПа (кгс/см2)…………………………………....20 (200)
Номинальный расход, Дм3/с (л/мин)………………………3,38 (203)
Крутящий момент
(номинальный), Н?м (кгс?м)………………………………..475 (48)
Номинальная мощность
(эффективная), кВт………………………………………….60
Масса (без рабочей жидкости), кг………………………….55
2. Типы трансмиссий
Естественные характеристики двигателей в большинстве случаев не могут обеспечить требуемую пусковую характеристику и диапазон регулирования частоты вращения, поэтому в трансмиссиях буровых установок применяют различные устройства искусственной приспособляемости, позволяющие трансформировать крутящий момент и частоту вращения в зависимости от нагрузки. Поскольку трансмиссия - промежуточное звено между двигателями и исполнительным механизмом, ее используют для приспособления характеристики двигателя к характеристике механизма.
Типы трансмиссий
Гидродинамическими называют гидропередачи, рабочими элементами которых являются колеса турбомашин. Силовая связь между колесами осуществляется рабочей жидкостью, в качестве которой часто используются маловязкие минеральные масла. Гидродинамические передачи разделяют на гидромуфты и гидротрансформаторы.
В механических трансмиссиях для преобразования частоты вращения и крутящих моментов применяют коробки передач
Зубчатые цилиндрические и конические передачи используют в редукторах, коробках передач и других элементах трансмиссии при межцентровых расстояниях между валами до 1,0 м. В тихоходных передачах обычно применяют прямозубые, а при окружных скоростях более 4 - 6 м/с и значительной передаваемой мощности - косозубые и шевронные колеса, позволяющие уменьшить динамические нагрузки и снизить шум при работе.
Цепные передачи применяют при расстоянии между осями валов до 4 - 5 м и окружных скоростях до 20 м/с.
Применение цепных передач позволяет упростить кинематическую цепь благодаря большим расстояниям между валами и сохранению направления вращению их. Цепные передачи имеют высокий к.п.д., создают небольшие нагрузки на валы и опоры от предварительного натяжения.
Достоинства:
-меньшая масса по сравнению с зубчатой передачей;
-возможность оперативного устранения дефектного звена или замены всей изношенной цепи без съема валов.
Недостатки:
-необходимость точного монтажа;
-некоторая неравномерность скорости цепи и звездочек;
-шум при работе.
Клиноременные передачи используют при межцентровых расстояниях до 3 м и окружных скоростях до 25 - 30 м/с. Основное распространение они получили в приводах буровых насосов, компрессоров, а также в передачах, блокирующих ДВС тяжелых буровых установок.
Достоинства:
-смягчение колебаний нагрузки за счет эластичности и частичного проскальзывания ремней;
-меньшая чувствительность к перекосам соединяемых валов;
-бесшумность работы и простота ухода.
Недостатки:
-клиноременные передачи создают значительные нагрузки на опоры вследствие большого предварительного натяжения ремней;
-требуют применения устройств для периодического их подтягивания, чувствительных к попаданию смазки.
Ниже представлены возможные схемы приводной и трансмиссионной частей буровых насосов:
Рис. 4. - Без трансмиссии гидросилового действия.
Рис. 5. - Комбинированная трансмиссия со встроенным редуктором (коренной вал в сборе с зубчатым колесом, трансмиссионный вал с шестерней и шкивом клиноременной передачи) с приводом от двигателя.
Рис. 6. - Трансмиссия с выносным редуктором и коробкой передач с приводом от двигателя через клиноременную передачу.
Рис. 7. - Трансмиссия со встроенным суммирующим редуктором с приводом от электро - или гидромотора.
На рис. 8 показана наиболее распространенная конструкция бурового трехпоршневого насоса одностороннего действия
1 - компенсатор; 2-выходной коллектор; 3-гидравлическая коробка; 4 - компенсатор всасывающий; 5-коллектор входной; 6,7-клапаны всасывающий и нагнетательный;
8-насос смазочный; 9 - поршень со штоком; 10-ползун; 11-вал коренной с шатунами; 12-станина; 13-вал трансмиссионный.
Рис.8. Трехпоршневой насос одностороннего действия мощностью 600 кВт
Трансмиссионная часть насоса (рис. 9) - это устройство, преобразующее вращательное движение ведущего трансмиссионного вала в возвратно-поступательное движение поршней и снижающее частоту вращения коренного вала.
Трансмиссионная часть буровых насосов смонтирована в литой или сварной станине и состоит из коренного вала в сборе с зубчатым колесом, трансмиссионного вала с шестерней и шкивом, шатунов, ползунов и промежуточных штоков.
Коренной вал состоит из трех частей, соединенных сваркой. Он смонтирован в корпусе на двухрядных конических роликоподшипниках, а шатун - на двухрядных сферических роликоподшипниках. Такой монтаж позволяет некоторую самоустановку шатуна при перекосе осей пальца головки шатуна и коренного вала. Эксцентрики с шатунами расположены на равных расстояниях по осям цилиндров.
1 - зубчатое колесо; 2,14- эксцентрики коренного вала; 3,6,13-секторы крепления подшипников шатунов; 4 - шатун; 5-подшипник шатуна; 7- стакан; 8-подшипник коренного вала; 9-вал; 10-подшипник трансмиссионного вала; 11-трансмиссионный вал; 12-шестерня
Рис.9. Трансмиссионная часть НБТ - 600:
Мотылевые головки шатунов неразъемные, смонтированы на подшипниках качения, которые фиксируются от осевых перемещений полукольцами, укрепленными на болтах.
На рис. 10 представлен суммирующий редуктор, состоящий из цилиндрической зубчатой и планетарной передач.
1 - коренной вал; 2 - шестерня; 3 - колесо (солнечная шестерня); 4 - подшипник; 5 - сателлит; 6 - ось сателлита; 7 - кольцевая шестерня.
Рис. 10. -Суммирующий редуктор с приводом от гидромотора.
Передача вращающего момента происходит от гидромоторов к шестерням (их в редукторе 10 шт.), которые через зубчатую передачу передают момент на планетарный редуктор, а тот в свою очередь - на коренной вал.
Рис. 11 - Планетарная передача.
Планетарная передача (рис. 11) - механизм для передачи вращательного движения цилиндрическими или коническими зубчатыми колесами, в состав которых входят сателлиты (колеса, совершающие сложные движения и имеющие подвижную ось вращения). Звено, на котором закреплены оси сателлитов, называется водилом. Сателлиты находятся обычно в зацеплении с центральными колесами, вращающимися вокруг оси механизма или закрепленными неподвижно. Число сателлитов зависит от возможности их размещения в механизме, но для более равномерного распределения нагрузок в результате самоустановки предпочтительно иметь 3 планетарной шестерни.
Основными элементами планетарной передачи являются:
-солнечная шестерня: находится в центре;
-водило: жестко фиксирует друг относительно друга оси нескольких планетарных шестерен (сателлитов) одинакового размера, находящихся в зацеплении с солнечной шестерней;
-кольцевая шестерня (эпицикл): внешнее зубчатое колесо, имеющее внутреннее зацепление с планетарными шестернями
Вывод: недостатком трансмиссии, представленной на рис.5 и рис.6 является ступенчатое изменение передаточных отношений и ограниченное число скоростей, что исключает возможность полного использования мощности двигателя. Трансмиссия не предохраняет двигатель от перегрузки и вибраций, возникающих при бурении, недостаточно надежна при низких температурах. Такая конструкция насоса имеет значительные габариты и массу, что усложняет транспортировку, монтаж - демонтаж на рабочем месте.
В то время как насос с гидроприводом (рис. 7.) имеет:
-сравнительно небольшие масса и размеры гидравлического оборудования, что улучшает транспортировку как в собранном виде, так и по-отдельности (насос и гидромотор);
-возможность бесступенчатого регулирования частоты вращения;
-удобство компоновки бурового оборудования благодаря установке индивидуальных гидромоторов непосредственно у потребителей энергии;
-легкость реверсирования и защиты приводных двигателей и исполнительных механизмов от перегрузок;
-простота и легкость управления приводом, что улучшает условия труда и облегчает применение дистанционного и автоматического управления.
Таким образом, в качестве привода НБТ - 600 будем использовать привод от гидромотора.
Разработаем конструктивное решение насоса:
-станину будем изготавливать сварной из стального листа и профильного проката, что позволяет рационально применять в каждом сечении стальные элементы такой толщины, которая необходима и достаточна для обеспечения прочности и жесткости и обеспечивает снижение массы;
-зубчатую передачу (колесо и шестерню) суммирующего редуктора будем изготавливать из легированной хромоникелевой стали 34 ХНМ;
-коренной вал -эксцентриковый, на двух опорах, что обеспечит большую долговечность подшипников и уменьшит ширину насоса;
Коренной вал испытывает толчкообразные нагрузки, поэтому подшипники качения (двухрядные конические роликоподшипники) смонтируем с предварительным натягом.
Смазка всех трущихся элементов трансмиссии осуществляется централизованно под давлением масляным насосом. Подшипники качения смазываются жидким маслом , которое попадает в подшипниковые камеры в результате разбрызгивания.
После того как выбрана схема и конструктивное решение, проведем проектировочный расчет деталей на прочность.
3. Расчеты на прочность
3.1 Кинематический расчет бурового насоса
Таблица 2.
|
№ |
Наименование параметра |
Ед.изм |
Обозначение |
Способ определения |
Значение |
|
|
1 |
Тип привода |
- |
- |
Гидромотор |
- |
|
|
2 |
Частота вращения |
об/м |
n |
принимаем |
2650 |
|
|
3 |
Частота ходов насоса |
ходов/м |
nн |
принимаем |
100 |
|
|
4 |
Общее передаточное отношение |
- |
U |
26,5 |
||
|
5 |
Частота вращения коренного вала |
об/м |
n0 |
n0 =nн |
100 |
Расчет суммирующей и планетарной передач [4], с. 323.
1. Общее передаточное отношение редуктора определяется делением частоты вращения вала гидромотора на частоту вращения вала насоса:
(1)
2. Примем передаточное отношение суммирующей ступени редуктора:
3. Передаточное отношение планетарной ступени:
(2)
3.2 Расчет цилиндрической зубчатой передачи: [4], с. 326.
Принимаем - число зубьев шестерни
- передаточное отношение;
- модуль зубьев цилиндрической суммирующей передачи;
- мощность на валу гидромотора;
- частота вращения вала гидромотора;
- частота вращения вала гидромотора;
- КПД зубчатой передачи.
3.2.1 Определение допускаемых напряжений зубчатых колес: [4], с. 340
Принимаем материал и термообработку зубчатого колеса и шестерни:
- шестерня: 40Х - улучшение, НВ=280;
- колесо: 40Х - улучшение, НВ=250.
Средняя твердость колес
(3)
Предел контактной выносливости
. (4)
Допускаемые контактные напряжения
, (5)
где
- коэффициент долговечности,
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных
поверхностей зубьев,
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,
- коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям.
.
Предел выносливости:
. (2
Допускаемые напряжения изгиба:
, (2.7)
где
- коэффициент долговечности,
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной
поверхности между зубьями,
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки,
- коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба.
.
3.2.2 Проектировочный расчет
Крутящий момент на валу гидромотора
(8)
(9)
Число зубьев шестерни и колеса
, - шестерня
- суммирующее колесо
Диаметры зубчатых колес
а) Делительные диаметры.
- шестерня
- суммирующее колесо
б) Диаметры окружностей выступов
Шестерня - (10)
Колесо (11)
Межосевое расстояние
(12)
Окружная скорость шестерни гидромотора:
(13)
Класс точности - 6
Ширина колеса и шестерни
(14)
Принимаем буровой насос гидропередача двигатель
Проверка условия размещения гидромоторов.
Если диаметр гидромотора (описываемый с торца) равен, приблизительно, 250 мм, то требуемый минимальный диаметр окружности в редукторе для расположения гидромоторов, при одностороннем их расположении, найдем следующим образом:
, (15)
где где Z =10 - число гидромоторов;
D0 = 250мм - диаметр гидромотора
Действительный диаметр окружности в редукторе для расположения гидромоторов равен:
(16)
- следовательно, условие размещения гидромоторов выполнено.
3.2.3 Проверочный расчет
Расчетное значение контактного напряжения
, (17)
где - для прямозубых колес,
- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность,
, (18)
где
- коэффициент, учитывающий внутреннею динамику нагружения,
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине
контактных линий,
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями
(19)
Коэффициент
(20)
Коэффициент, учитывающий приработку зубьев ;
;
;
(21)
где - степень точности изготовления колеса и шестерни по ГОСТ 1643-81.
;
;
.
Тогда контактное напряжение определим по формуле 17:
.
.
Вывод: условие прочности соблюдается.
Расчетное значение напряжения изгиба
, (22)
где
- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба,
- окружная сила в зацеплении, Н,
- коэффициент, учитывающий форму зуба и
концентрацию напряжений.
,
где - коэффициент, учитывающий внутреннею динамику нагружения,
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца,
- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
(23)
(24)
По формуле 22
,
Вывод: условие прочности выполняется.
3.3 Расчет планетарной ступени [4], с. 330
3.3.1 Проектировочный расчет
Формула для расчета передаточного отношения планетарной ступени:
(25)
, (26)
где
Zв - число зубьев колеса с внутренним зацеплением;
Zа - число зубьев солнечного колеса;
Zд - число зубьев сателлита;
; ,
Если взять ,
То (1) :
Из(2):
Т.е. можно принять: , ,
Проверка звеньев передачи на собираемость:
а) проверка условия соосности:
- что совпадает с рассчитанным ранее. Условие выполнено.
б) проверка условия соседства:
(27)
Принимаем число сателлитов быстроходной ступени равным:
- условие выполнено.
в) проверка условия вхождения зубьев в зацепление:
(28)
- условие выполнено.
Уточняем передаточное число планетарной вставки:
,
Корректируем значения передаточного числа суммирующей пары:
Диаметры делительных окружностей колес:
Межосевое расстояние определим по формуле 12:
Ширина колес
центрального колеса:
принимаем
венца сателлита:
принимаем
центральной шестерни :
принимаем
Окружная скорость по формуле 2.13
Окружная скорость для шестерни гидромотора была рассчитана ранее и она составила 17,5м/с, тогда , где r=0,45м (радиус колеса суммирующего редуктора) . Окружная скорость центрального колеса равна 6,6 м/с, из этого можно сделать вывод, что класс точности соответствует 7.
Класс точности - 7
3.3.2 Определение допускаемых напряжений зубчатых колес [4], с. 340
Выбираем материал колес:
Сталь 40ХН; термообработка улучшение и закалка ТВЧ
- шестерня: НRC=50;
- колесо: НRC=50.
Средняя твердость колес:
Предел контактной выносливости
. (28)
Допускаемые контактные напряжения (см. форм. 2.5)
,
где
- коэффициент долговечности,
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости сопряженных
поверхностей зубьев,
- коэффициент, учитывающий влияние окружной скорости,
- коэффициент запаса прочности по контактным напряжениям.
.
Предел выносливости
.
Допускаемые напряжения изгиба (см. форм. 2.7)
,
где
- коэффициент долговечности,
- коэффициент, учитывающий влияние шероховатости переходной
поверхности между зубьями,
- коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения
нагрузки,
- коэффициент запаса прочности по напряжениям изгиба.
.
3.3.3 Проверочный расчет
Расчетное значение контактного напряжения (см. форм. 17)
,
где - для прямозубых колес,
- коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность,
,
где
- коэффициент, учитывающий внутреннею динамику нагружения,
- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по длине контактных линий,
- коэффициент распределения нагрузки между зубьями.
По формуле 19 определим
Коэффициент по формуле 20:
.
Коэффициент учитывающий приработку зубьев .
где - степень точности изготовления по ГОСТ 1643-81.
.
.
Вывод: условие прочности соблюдается.
Расчетное значение напряжения изгиба по формуле 21:
,
где
- коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба,
- окружная сила в зацеплении, Н,
- коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений.
,
где - коэффициент, учитывающий внутреннею динамику нагружения,
- коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца,
- коэффициент, учитывающий влияние погрешностей изготовления шестерни и колеса на распределение нагрузки между зубьями.
.
.
(29)
.
,
Вывод: условие прочности выполняется.
3.4 Расчет усилий в кривошипно - шатунном механизме насоса
Рис. 12. Схема действия усилий в кривошипно-шатунном механизме насоса.
r= 0,125 м - адиус кривошипа;
l = 1 м - длина шатуна;
ц - угол поворота кривошипа;
щ - угловая скорость коренного вала;
в - угол поворота шатуна;
Pвс = 2 МПа - давление всасывания;
Pнагн = 25 МПа - давление нагнетания;
G - сила давления на поршень;
T - вращающая сила на кривошипе;
R - сила, действующая вдоль шатуна;
Dпорш = 120 мм2 - диаметр поршня;
(30)
(31)
(32)
(33)
(34)
Расчет выше приведенных формул произведен в Ехcel:
Таблица 3. Усилия в кривошипно-шатунном механизме
|
ц |
ц, рад |
G, кН |
в, рад |
R, кН |
T, кН |
Мкр, кН?м |
|
|
0 |
0 |
286 |
0 |
286 |
0 |
0 |
|
|
10 |
0,174533 |
286 |
0,021708 |
282,7333 |
43,54833 |
5,443541 |
|
|
20 |
0,349066 |
286 |
0,042766 |
272,9379 |
86,31742 |
10,7896772 |
|
|
30 |
0,523599 |
286 |
0,062541 |
256,6383 |
127,4895 |
15,936184 |
|
|
40 |
0,698132 |
286 |
0,080435 |
233,9077 |
166,1767 |
20,7720898 |
|
|
50 |
0,872665 |
286 |
0,095902 |
204,9131 |
201,404 |
25,1755011 |
|
|
60 |
1,047198 |
286 |
0,108466 |
169,971 |
232,1116 |
29,013944 |
|
|
70 |
1,22173 |
286 |
0,117733 |
129,6059 |
257,1822 |
32,1477709 |
|
|
80 |
1,396263 |
286 |
0,123414 |
84,60112 |
275,4946 |
34,436819 |
|
|
90 |
1,570796 |
286 |
0,125328 |
36,03261 |
286 |
35,75 |
|
|
100 |
1,745329 |
286 |
0,123414 |
-14,7256 |
287,8155 |
35,9769354 |
|
|
110 |
1,919862 |
286 |
0,117733 |
-66,0297 |
280,322 |
35,0402515 |
|
|
120 |
2,094395 |
286 |
0,108466 |
-116,029 |
263,255 |
32,9068724 |
|
|
130 |
2,268928 |
286 |
0,095902 |
-162,761 |
236,7734 |
29,5966766 |
|
|
140 |
2,443461 |
286 |
0,080435 |
-204,27 |
201,4978 |
25,1872243 |
|
|
150 |
2,617994 |
286 |
0,062541 |
-238,728 |
158,5105 |
19,813816 |
|
|
160 |
2,792527 |
286 |
0,042766 |
-264,566 |
109,3181 |
13,664763 |
|
|
170 |
2,96706 |
286 |
0,021708 |
-280,577 |
55,77843 |
6,9723037 |
|
|
180 |
3,141593 |
286 |
1,53E-17 |
-286 |
3,5E-14 |
4,3799E-15 |
|
|
190 |
3,316126 |
24,9 |
-0,02171 |
-24,4278 |
-4,85623 |
-0,60702924 |
|
|
200 |
3,490659 |
24,9 |
-0,04277 |
-23,0339 |
-9,51756 |
-1,1896944 |
|
|
210 |
3,665191 |
24,9 |
-0,06254 |
-20,7844 |
-13,8004 |
-1,72504901 |
|
|
220 |
3,839724 |
24,9 |
-0,08044 |
-17,7843 |
-17,543 |
-2,19287372 |
|
|
230 |
4,014257 |
24,9 |
-0,0959 |
-14,1705 |
-20,6142 |
-2,57677359 |
|
|
240 |
4,18879 |
24,9 |
-0,10847 |
-10,1018 |
-22,9198 |
-2,86496896 |
|
|
250 |
4,363323 |
24,9 |
-0,11773 |
-5,74874 |
-24,4057 |
-3,05070721 |
|
|
260 |
4,537856 |
24,9 |
-0,12341 |
-1,28206 |
-25,0581 |
-3,13225766 |
|
|
270 |
4,712389 |
24,9 |
-0,12533 |
3,137105 |
-24,9 |
-3,1125 |
|
|
280 |
4,886922 |
24,9 |
-0,12341 |
7,365622 |
-23,9854 |
-2,9981706 |
|
|
290 |
5,061455 |
24,9 |
-0,11773 |
11,28387 |
-22,391 |
-2,79887936 |
|
|
300 |
5,235988 |
24,9 |
-0,10847 |
14,79817 |
-20,2083 |
-2,52603918 |
|
|
310 |
5,410521 |
24,9 |
-0,0959 |
17,84033 |
-17,5348 |
-2,19185307 |
|
|
320 |
5,585054 |
24,9 |
-0,08044 |
20,36469 |
-14,4678 |
-1,80847915 |
|
|
330 |
5,759587 |
24,9 |
-0,06254 |
22,34368 |
-11,0996 |
-1,38745099 |
|
|
340 |
5,934119 |
24,9 |
-0,04277 |
23,76277 |
-7,51505 |
-0,93938099 |
|
|
350 |
6,108652 |
24,9 |
-0,02171 |
24,61559 |
-3,79145 |
-0,47393067 |
|
|
360 |
6,283185 |
24,9 |
-3,1E-17 |
24,9 |
-6,1E-15 |
-7,6265E-16 |
На основании расчетов построим график (см. рис. 13)
Рис. 13. График крутящего момента на кривошипе.
3.5 Расчет коренного вала
Выбираем положение вала, когда у первого поршня ц=0. Так как кривошипы цилиндров смещены на 120°, тогда:
I II III
R, кН 286 -116 -10,1
Рис. 14. Схема расположения кривошипов в плоскости XOY.
Плоскость XOZ:
Рис. 15. Схема действия сил на коренной вал в плоскости XOZ.
Плоскость YOZ:
Рис. 16. Схема действия сил на коренной вал в плоскости YOZ.
(35)
На основе расчетов построим эпюры изгибающих моментов (см. рис. 17)
Рис. 17. Эпюры моментов от действия сил на коренной вал.
Опасное сечение является в приложение силы RI :
Dвала=170мм
Материал вала сталь 34ХН1М
уВ=1150 МПа уТ=950 МПа фТ=660МПа
Расчет вала на статическую прочность и выносливость
Табл.4.1 Расчет вала на статическую прочность
|
№ |
Наименование параметра |
Ед.изм. |
Усл.об. |
Способ определения |
Результаты расчета |
|
|
1 |
Диаметр сечения |
мм |
d |
принимаем |
170 |
|
|
2 |
Экваториальный момент сопротивления |
Wи |
по расчету |
482,0 |
||
|
Полярный момент сопротивления |
Wк |
по расчету |
964,0 |
|||
|
3 |
Изгибающий момент |
кН*м |
Mи |
по расчету |
102,6 |
|
|
4 |
Крутящий момент |
кН*м |
Mкр |
по расчету |
30,0 |
|
|
5 |
Номинальное напряжение изгиба |
МПа |
? |
213 |
||
|
Номинальное напряжение кручения |
? |
31,1 |
||||
|
6 |
Запас прочности при изгибе Запас прочности при кручении |
- |
S????????? |
4,5 |
||
|
S?????? |
21,2 |
|||||
|
7 |
Общий запас на статическую прочность |
- |
S |
4,4 |
||
|
8 |
Допускаемый запас прочности |
- |
[S] |
[10,табл.2П] |
3,2 |
Табл.4.2 Расчет вала на прочность при переменных напряжениях
|
№ |
Наименование параметра |
Ед.изм. |
Усл.об. |
Способ определения |
Результаты расчета |
|
|
9 |
Изгибающий момент |
кН*м |
Mи |
по расчету |
102,6 |
|
|
10 |
Крутящий момент |
кН*м |
Mкр |
по расчету |
30 |
|
|
11 |
Номинальное напряжение изгиба |
МПа |
? |
213 |
||
|
Номинальное напряжение кручения |
? |
31,1 |
||||
|
12 |
Коэф.асим.при изгибе Коэф.асим.при кручении |
- |
R? |
[10,табл.2П] |
-1 |
|
|
R? |
0 |
|||||
|
13 |
Амплитуда напряжений при изгибе |
МПа |
?а |
213 |
||
|
Амплитуда напряжений при кручении |
?а |
15,6 |
||||
|
14 |
Среднее напряжение при изгибе |
МПа |
?m |
0 |
||
|
Среднее напряжение при кручении |
?m |
15,6 |
||||
|
15 |
Коэф.конц.напряж.при изгибе (напрессовка) |
- |
K? |
[10,табл.III.1] |
1,0 |
|
|
16 |
Коэф.конц.напряж.при кручении |
- |
K? |
1,0 |
||
|
17 |
Коэффициент, учитывающий масштабный эффект |
- |
Kd |
[10,рис.III.5] |
0,70 |
|
|
18 |
Коэффициент, учитывающий состояние поверхности |
- |
Kf |
[10,рис.III.6] |
1,15 |
|
|
19 |
Коэффициент упрочнения (закалка ТВЧ) |
- |
Kv |
[10,табл.III.2] |
1,5 |
|
|
20 |
Коэф.снижения предела выносливости при изгибе |
- |
Kи |
1,1 |
||
|
... |
Подобные документы
Условия работы бурового насоса; характеристика его приводной и гидравлической частей. Проведение расчетов штока, клапанов и гидравлической коробки устройства. Мероприятия по повышению надежности работы насосно-циркуляционного комплекса буровой установки.
курсовая работа [3,5 M], добавлен 05.02.2012Назначение, основные данные, требования и характеристика бурового насоса. Устройство и принцип действия установки, правила монтажа и эксплуатации. Расчет буровых насосов и их элементов. Определение запаса прочности гидравлической части установки.
курсовая работа [6,7 M], добавлен 26.01.2013Виды и периодичность технического обслуживания и ремонта оборудования. Расчет нужного количества смазочных материалов на год. Описание возможных дефектов. Выбор рациональной технологии восстановления трансмиссионного вала бурового насоса УНБ–600.
курсовая работа [580,1 K], добавлен 15.01.2015Характеристика приводных двухпоршневых насосов двухстороннего действия, анализ сфер использования. Способы повышения быстроходности и производительности нефтяного оборудования. Знакомство с инвестиционным проектом по внедрению бурового насоса УНБТ-950.
курсовая работа [2,0 M], добавлен 25.01.2015Конструктивные признаки и характер рабочего процесса свободно-вихревого консольного насоса. Гидравлический расчет устройства, выбор двигателя. Проведение расчета реакций в опорах, долговечности подшипников и прочности шпоночного соединения вала с колесом.
курсовая работа [612,9 K], добавлен 26.10.2011Анализ конструктивного исполнения буровых насосов. Монтажная технологичность оборудования. Меры безопасности при техническом обслуживании. Производственно-технологическая подготовка монтажных работ. Техническое обслуживание и ремонт бурового насоса.
курсовая работа [516,7 K], добавлен 13.12.2013Служебное назначение и характеристика щита подшипникового электродвигателя глубинного насоса. Определение типа производства. Анализ технологичности конструкции. Проектирование маршрутной технологии. Обоснование выбора методов обработки и оборудования.
курсовая работа [707,6 K], добавлен 26.12.2011Определение основных размеров проточной части центробежного колеса. Расчет шнеко-центробежной ступени насоса. Выбор типа подвода лопастного насоса. Расчет осевых и радиальных сил, действующих на ротор насоса. Расчет подшипников и шпоночных соединений.
курсовая работа [400,7 K], добавлен 09.06.2012Назначение и описание конструкции электронасоса герметичного ЭЦТЭ. Расчет его проточной полости. Профилирование лопастей центробежного колеса. Выбор типа подвода лопастного насоса. Проектирование проточной полости отвода. Расчет шпоночного соединения.
курсовая работа [1,6 M], добавлен 18.03.2010Определение конструкции скважин с помощью графика совмещённых давлений. Выбор типа бурового промывочного раствора и расчёт его расходов. Определение рационального режима промывки скважины. Виды осложнений и аварии при бурении скважин и их предупреждение.
курсовая работа [116,1 K], добавлен 23.01.2012Назначение, технические данные, конструкция и принцип работы насоса НЦВ 40/40. Гидравлический расчет проточной части. Профилирование меридионального сечения рабочего колеса. Расчет спиральной камеры круглого сечения. Расчет на прочность вала насоса.
курсовая работа [917,5 K], добавлен 14.04.2015Анализ система электропривода и выбор рациональной системы для типа ТПМ. Расчет основных параметров насоса и двигателя. Построение технологических характеристик механизма. Проектирование типовой схемы силовых цепей управления системы электропривода.
курсовая работа [2,1 M], добавлен 18.05.2012Основные сведения о проектируемом двигателе и краткое описание конструкции. Термогазодинамический расчет двигателя. Анализ рабочего чертежа и определение показателей технологичности вала. Выбор и обоснование оборудования формообразования заготовки.
дипломная работа [812,4 K], добавлен 14.06.2012Организация и планирование ремонтных работ. Составление дефектных ведомостей. Описание конструкции насоса. Материальное исполнение насоса НГК 4х1. Дефектация деталей: вала и защитной гильзы, подшипника качения, рабочего колеса с уплотняющими кольцами.
отчет по практике [253,1 K], добавлен 14.07.2015Выбор электродвигателя, обоснование оптимального варианта конструкции редуктора. Статическое исследование и кинематический анализ редуктора. Геометрический расчет зубчатых передач, выбор материала и термообработки, определение допускаемых напряжений.
курсовая работа [396,6 K], добавлен 03.04.2010Общие сведения о ленточных конвейерах. Конструкция приводного вала. Выбор цепной муфты. Основные принципы расчета ленточного конвейера. Определение усилий, опорных реакций, возникающих в подшипниковых узлах. Проверка прочности шпоночного соединения.
курсовая работа [1,1 M], добавлен 12.10.2015Разработка технологического процесса обработки вала. Анализ технологичности конструкции детали. Определение типа производства. Выбор и экономическое обоснование способов получения заготовки. Выбор технологических баз и разработка маршрутной технологии.
курсовая работа [84,2 K], добавлен 06.08.2008Определение скорости движения среды в нагнетательном трубопроводе. Расчет полного гидравлического сопротивления сети и напора насосной установки. Определение мощности центробежного насоса и стандартного диаметра трубопровода. Выбор марки насоса.
контрольная работа [38,8 K], добавлен 03.01.2016Анализ технологичности конструкции ступенчатого вала. Определение типа производства изделия. Выбор способа получения заготовки и схемы ее базирования, технологического оборудования, оснастки и средств автоматизации, расчет припусков и режимов резания.
курсовая работа [3,2 M], добавлен 07.12.2010Центробежные насосы и принцип их работы. Расчёт основных параметров и рабочего колеса центробежного насоса. Выбор прототипа проектируемого центробежного насоса. Принципы подбора типа электродвигателя. Особенности эксплуатации центробежного насоса.
курсовая работа [859,3 K], добавлен 27.05.2013
