Рисунок 4.2 – Розрахункова схема тарілки клапана

За точку опори приймаємо край сідла клапана А. Цей випадок має місце при не повному притисканні тарілки клапана до сідла.

Матеріал виготовлення тарілки клапана – сталь 45Х. Параметри сталі 45Х:

границя міцності ув=700МПа;

границя текучості ут=490МПа;

границя міцності при симетричному згині у-1=323МПа.

Інтенсивність згинаючого моменту в радіальному напрямі

, (4.16)

де Р – розрахунковий тиск, МПа;

, (4.17)

де Pmax – максимальний тиск на виході з насоса, Мпа;

Кп– коефіцієнт перенавантаження;

м –коефіцієнт Пуассона;

r1=94 мм – віддаль від середини тарілки до краю сідла клапана;

r2=30 мм – віддаль від середини тарілки до виступу штока тарілки;

Інтенсивність згинаючого моменту в перерізах r1 і r2

Напруження в точці 2 в круговому напрямі

Еквівалентне напруження в точці 2

Коефіцієнт при амплітудному напруженні

, (4.18)

де Ку=1 – коефіцієнт концентрації напружень;

Кпов=1,7 коефіцієнт стану поверхні клапана;

Е=0,5 – масштабний фактор;

Ке=0,6 –коефіцієнт еквівалентності

Амплітуда і середнє напруження пульсуючого циклу

Коефіцієнт впливу середнього напруження циклу fу=0.22

Коефіцієнт запасу міцності

;

що відповідає допустимому коефіцієнту запасу [nу]=1,2…2,2

Розрахунок тарілки клапана за напруженнями стиску

Зусилля, які діють на тарілку клапана

Площа контакту конічної поверхні тарілки клапана з сідлом

(4.19)

де б=30є – кут нахилу конічної поверхні клапана;

re=7,5см – радіус прохідного перерізу сідла клапана;

Сила нормального тиску на конічну поверхню контакту

, (4.20)

де fmp=0.15 – коефіцієнт тертя.

Напруження стиску

Допустимі напруження стиску

Розрахунок сідла клапана

Для тарілки використовується сталь 45Х, для сідла клапана сталь 45.

Параметри сталі:

границя міцності ум=882МПа;

границя текучості ут=686МПа;

Розрахунковий тиск

Радіус конічної поверхні сідла клапана

(4.21)

де =9,9 – менший радіус конічної поверхні сідла клапана;

=10,6 – більший радіус конічної поверхні сідла клапана.

Зусилля запресовки сідла клапана

Повне навантаження на конічну поверхню сідла клапана

де б=5є42ґ – кут нахилу конічної поверхні сідла клапана.

Питомий нормальний тиск на конічну поверхню сідла клапана

Допустимий нормальний тиск

[P] = 120 МПа;

Кругове напруження

Коефіцієнти запасу міцності по границі текучості , що менше допустимого коефіцієнту запасу міцності [n1] = 1,5.

4.3 Розрахунок товщини стінки циліндрової втулки

Розрахунок ведемо по формулі Ляше для товстостінних циліндрів

, (4.22)

, (4.23)

де уr і уt – радіальні і тангенційні напруження;

r1 і r2 – внутрішній і зовнішній діаметри циліндра;

Р1 і Р2 – внутрішній і зовнішній тиски;

r – радіус розрахункових точок.

В нашому випадку Р=0, максимальне напруження буде на внутрішній стороні циліндра і тому r=r, а значить небезпечними будуть точки, які лежать на зовнішній поверхні циліндра. Так як діють два види напружень, розрахунок доцільно проводити по еквівалентному напруженню. Згідно теорій міцності уекв=у1–у3

В нашому випадку у1=у0 і у3=уr

Підставимо у1 і у

3, у0 і уr і проведемо перетворення і отримаємо

;

Матеріал циліндрової втулки сталь 45

ув = 640МПа і ут =380МПа

, (4.24)

де п – коефіцієнт запасу міцності п=2

Запишемо уекв ІІІ у вигляді

Перетворивши цей вираз отримаємо

Розрахуємо зовнішній діаметр циліндрової втулки при мінімальній товщині стінки, а значить при dвн=200м. Розрахунок проводимо на двократний тиск.

Приймаємо r2=15мм, а значить d3=230мм

Найменша товщина стінки циліндрової втулки

Напруження в стінках циліндрів

Інші циліндрові втулки будуть мати стінки більшої товщини і додаткових розрахунків не потребують

Розрахунок штока насоса на міцність

Для розрахунку штока на міцність необхідно спочатку визначити зусилля, які діють на нього. Для цього задаємося діаметром втулок dвт=130мм, максимальним тиском, який створює насос при даному діаметрі втулок Рmax=26,8МПа, діаметром штока dш=70мм.

Додатковими зусиллями, які виникають в результаті тертя поршня до циліндрової втулки і штока до його ущільнення нехтуємо.

Визначаємо зусилля розтягу і стиску, які діють на шток

Визначаємо зусилля розтягу і стиску з врахуванням тертя поршня до циліндрової втулки і штока до його ущільнення

, (4.25)

де l1 – довжина самоущільнюючої частини поршня, l1 = 25мм

f1=0,1 – коефіцієнт тертя;

Кс – коефіцієнт сумарної величини радіального тиску на ущільнення штока, Кс=0,15;

f2 – коефіцієнт тертя ущільнення до штока, f2=0,1;

l –довжина ущільнення сальника штока, l=50мм

Шток поршневого насоса розраховується на повздовжній згин, розтяг і стиск.

Матеріал штока – сталь 40Х границя міцності якої ув=900...1000МПа

Розрахунок штока на повздовжній згин

Визначаємо гнучкість штока

, (4.26)

де l – довжина штока, мм (l=1390мм)

с – радіус інерції (4.27)

де І – момент інерції;

F – площа поперечного перерізу штока, нм2;

;

Знаходимо критичне напруження, яке виникає в тілі штока

Коефіцієнт запасу міцності рівний

Розрахунок напруження розтягу в різьбовій частині поршневого кінця штока

Напруження розтягу складає

(4.28)

де f1 – площа перерізу по внутрішньому діаметру різьби М64х3

Коефіцієнт запасу міцності

(4.29)

де у-1р – границя витривалості на розтяг при дії знакозмінних навантажень

у-1р=0,36 ув=0,36?1000?360МПа

Розрахунок напруження стиску

Напруження стиску в різьбовій частині штока зі сторони, протилежної поршню

(4.30)

де f2 – площа перерізу по внутрішньому діаметру різьби М70х3 f2=3240мм2

Коефіцієнт запасу міцності

,

що відповідає вимогам міцності.

Розрахунок кришок гідрокоробки

Кришки клапанної коробки працюють на згин під дією перемінного тиску бурового розчину.

Визначаємо запас міцності кришки клапана діаметром 290 мм, товщиною 30мм, закріпленої за допомогою гвинтової втулки.

Кришка виготовляється зі сталі 50, з показниками міцності ув=640МПа, ут=380МПа

Максимальний тиск нагнітання насоса з можливістю пере навантаження Р=26,8МПа

Максимальне напруження в центрі кришки визначаємо, як для пластини защемленої по контуру

(4.31)

де Р – максимальний тиск нагнітання, МПа;

R – радіус внутрішнього діаметра кришки клапана, R=115мм;

д –товщина стінки кришки клапана, д=43мм;

;

Запас міцності по границі текучості

Запас міцності на витривалість

(4.32)

де К-1=1,15 – коефіцієнт концентрації напружень;

Е=0,63 – коефіцієнт, який враховує масштабний і технологічний фактори;

у-1=300МПа для сталі 50.

(4.33)

де

Запас міцності кришки забезпечує безпечну роботу насоса.

4.6 Розрахунок корпуса пневмокомпенсатора

Корпус пневмокомпенсатора виготовляється з сталі 30, для якої [у1]=300МПа

Для визначення напруження яке виникає при роботі пневмокомпенсатора використовуємо формулу

(4.34)

де Р – тиск в пневмокомпенсаторі, Р=13,2МПа;

Д3– зовнішній діаметр корпуса, Д3=700мм;

Дв – внутрішній діаметр