Резино-металический поршень

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Расчет ресурса резино-металлического поршня

изнашивание металлический поршень втулка

Наблюдениями установлено, что при давлении нагнетания промывочной жидкости свыше 100кГс/см2 основным видом изнашивания резино-металлического поршня (рисунок 1) в буровом насосе является усталостно-абразивное изнашивание резины в уплотняемом зазоре.

Рисунок 1 - Резино-металический поршень

Время работы до отказа поршня по ГОСТ 11267-65 с учетом влияния абразивов определяется по формуле

с=k0р(nt) 0,33 , (1)

где с=4000-6000-коэффициент работоспособности поршня (с=6000 -для поршней, тщательно изготовленных в лабораторных условиях,

с=4000 - при массовом выпуске на разных заводах);

р - давление нагнетания, кГс/см2;

n - число двойных ходов поршня в 1 мин;

t - время работы до отказа поршня, ч;

k0 - общий коэффициент условий работы, определяемый перемножением частных коэффициентов по следующей формуле

k0 = p1p2Q1Q2M1M2T1T2T3T4 , (2)

где р1, 2- группа коэффициентов запаса работоспособности;

Q1,2- коэффициенты, характеризующие влияние качества сменных деталей;

М1,2 - коэффициенты, характеризующие влияние содержания абразивов;

Т1,2 - коэффициенты, характеризующие свойства промывочного раствора и конструктивных особенностей уплотнительных устройств;

Т3,4 - коэффициенты, характеризующие наличие абразива в буровом растворе и количество раствора в рабочей камере насоса.

Значение вышеуказанных коэффициентов следующие: р1 = 1,3; р2 = 1,1; Q1 = 1; Q2 = 1; M1 = 1; M2 = 1,12; T1 = 1; Т2 = 0,6; Т3 = 1; Т4 = 1.

Подставляя значения в формулу (2) получим

k0 = 1,31,11111,1210,611 = 0,96.

Преобразуя формулу (1) получим долговечность работы ресурса резино-металлического поршня, которую можно вычислить по формуле

tп = (с/k0p) 31/n . (3)

Подставим численные значения в формулу (3) получим

tп =(4000/0,9640) 31/105 = 10764 ч .



2. Расчет цилиндровой втулки на прочность

Цилиндровая втулка указана на рисунке 2.

Рисунок 2 - цилинровая втулка

Для расчета цилиндровой втулки на прочность используются следующие выражения

, (4)

где Г - нормальное напряжение, МПа;

рН - наружнее давление, действующее на наружние стенки цилиндровой втулки, МПа;

рВ - внутреннее давление, действующее на внутренние стенки цилиндровой втулки, МПа;

RH - наружный радиус цилиндровой втулки, мм;

RВ - внутренний радиус цилиндровой втулки, мм.

, (5)

где - нормальное напряжение, МПа;

рН - наружнее давление, действующее на наружные стенки цилиндровой втулки, МПа;

рВ - внутреннее давление, действующее на внутренние стенки цилиндровой втулки, МПа;

RH - наружный радиус цилиндровой втулки, мм;

RВ - внутренний радиус цилиндровой втулки, мм.

Прочность цилиндровой втулки определиться по третьей теории прочности

, (6)

где 1 = - нормальное напряжение, МПа;

3 = Г - нормальное напряжение, МПа;

- предельно допустимое напряжение, МПа.

Определим предельно допустимое напряжение по следующей формуле

, (7)

где В - напряжение временного разрушения, Мпа;

В = 980 Мпа.

Подставим числовые значения в формулу (4) и определим нормальное напряжение Г 

.

Подставим числовые значения в формулу (5) определим нормальное напряжение

.

Опасными являются точки, в которых действуют нормальные напряжения, поэтому R=55 мм.

Это напряжение при возвратном движении штока:

МПа

это напряжение при поступательном движении штока:

МПа

Следовательно,

М (8)

Проверим прочность цилиндровой втулки по третьей теории прочности, подставив численные значения в формулу (6)

133 - (-40) = 177 МПа < 392 МПа.

Следовательно прочность цилиндровой втулки достаточна и является наиболее оптимальной для выбранного режима работы.



3. Расчет штока на прочность

Шток предоставлен на рисунке 3.

Рисунок 3 - Шток

При расчете штока на прочность считаем, что оба его конца защемлены. Шток рассчитывается на сжатие - растяжение. При определении нагрузки в качестве расчетного сечения выбираем наиболее ослабленное (в резьбовой части штока со стороны, противоположной поршню).

Напряжение сжатия в ослабленном сечении определяется по формуле

, (9)

где kз - коэффициент, учитывающий влияние предварительной затяжки гайки, для переменной нагрузки kз=2;

Рсж - усилие, действующее на поршень, Н;

fс - площадь ослабленного сечения (по внутреннему диаметру резьбы), м2.

Усилия сжатия определяется по формуле

, (10)

где РН - максимальное давление в нагнетательной линии насоса, Па;

D - диаметр поршня;

l1 ,l2 - длина уплотнения поршня и сальника;

µ1 , µ2 - коэффициент трения между резиной и металлом уплотнений поршня и штока, 0,1…0,2;

kC - коэффициент среднего давления уплотнения на шток, 0,15…0,2;

F - площадь поршня, м2.

Напряжение в ослабленном сечении определяется по формуле

(11)

где Рр - усилие растяжения, определяется по формуле

f - площадь рабочего сечения штока;

, (12)

где d - диаметр штока;

В обоих случаях коэффициент запаса прочности n>5 относительно предела текучести и находится по формуле

. (13)

После расчета штока на сжатие и растяжение следует проверить его на продольный прогиб. Для этого по следующей формуле определяем гибкость штока



, (14)

где l - длина штока, м;

i - радиус инерции сечения штока, определяется по формуле

i=0,25d , (15)

где d-диаметр штока, м.

Если 105, то критическое напряжение определяется по формуле

. (16)

Коэффициент запаса прочности определяем по формуле

, (17)

где Рс - максимальная нагрузка, Н, действующая на шток, определяется по формуле

, (18)

где 5м - к.п.д. уплотнения штока и поршня предохранительного клапана насоса, 0,96…0,98;

К - коэффициент запаса, учитывающий вероятность превышения давления в случае несработки предохранительного клапана насоса, 1,75…2,0.

Насос при диаметре втулки D=0,09м развивает давление Рн=4,0 МПа. Материал штока - сталь марки 40Х, предел текучести 600 МПа. Диаметр поршневого штока d=0,04 м, диаметр ослабленного сечения dc=0,033 м. При диаметре поршня D=90 мм, площадь поршня F=6,35810-3 м2. Площадь поршневого штока f =1,25610-3м2, площадь ослабленного сечения штока fc=0,85410-3 м2.

Определяем усилия, действующие на шток.

После подстановки численных значений усилие сжатия определяем по формуле (10)

.

После подстановки численных значений усилие растяжения определяем по формуле (12)

После подстановки численных значений напряжение сжатия определяем по формуле (9)

.

После подстановки численных значений напряжение растяжения определяем по формуле (11)

.

Коэффициент запаса прочности при сжатии определяем по формуле

. (19)

Коэффициент запаса прочности при растяжении определяем по формуле

. (20)

4. Расчет штока на долговечность

Средний ресурс штока определяют по формуле

, (21)

где h - предельное значение износа штока, м;

s - длина хода поршня, м;

n - число двойных ходов в минуту, мин-1;

р - давление нагнетания, МПа;

с - коэффициент пропорциональности, МПа-1 , определяется в зависимости от отношения

На /Нм, (22)

где На - поверхностная твердость абразива;

Нм=650 - микротвердость материала штока.

Если На /Нм>1,5, то с=610-17МПа-1, если На /Нм<1,5, то с определяется по формуле

с=12(На/Нм-1) . (23)

Длина хода поршня s = 0,16м, количество ходов поршня в минуту n=105мин-1, давление нагнетания р=4 МПа. До усовершенствования износ штока h=0,035м., поверхностная твердость абразива .

Отношение На /Нм находится по следующей формуле

На /Нм=1000/650=1,54>1,5. (24)

Значит с=610-17МПа-1.

Срок службы штока определяем по формуле

. (25)

Принимаем tб = 607ч, t н = 1126ч.

Размещено на Allbest.ru

...