Установка колтюбинговая для бурения боковых стволов. Винтовой забойный двигатель Д1-195
Курсовой проект - Разное
Другие курсовые по предмету Разное
поверхности:
где Q = 1,8 м3/мин - расход жидкости;
n = 102 об/мин - частота вращения вала шпинделя;2 = 9 - число зубьев ротора.
При выборе Т следует учитывать, что его оптимальная величина должна находиться в пределах:
Т = (4,56,5)Dк = (4,56,5)136,5 = 614,25887,25, т.е. 614,25< 634,9< 887,25
Вычислим шаг винтовой поверхности ротора:
t = TZ2/Z1 = 634,99/10 = 571,41 мм.
Определим основные размеры рабочих органов:
диаметры статора:
по впадинам Di = Dк = 136,5 мм,
по выступам De = Dк - 4e = 136,5 - 44,64 = 117,94 мм;
диаметры ротора:
по впадинам зубьев di = De - 2e + d = 117,94 - 24,64 + 0,819 = 109,48 мм,
где d - диаметральный натяг
d = (0,0050,007)Dк = 0,006136,5 = 0,819 мм,
по выступам зубьев de = di + 4e = 109,48 + 44,64 = 128 мм.
Найдём длину рабочей части обкладки статора:
L = TkL = 634,93,5 = 2222,15 мм,
где kL - число шагов статора
kL = р/[р] = 7/2 = 3,5,
где [р] - допустимый перепад давления на один шаг, который при твёрдости резины 75 - 80 усл.ед. может быть принят равным 2 МПа [3];
р - перепад давления в двигателе.
Определим рабочий объём двигателя:
V0 = STZ2 = 1853,544634,99 = 10591335 мм3.
Вычислим осевую гидравлическую нагрузку:
6.2 Расчёт витков резьбы РКТ - 177 на прочность
Определим общую нагрузку на резьбе:
Fобщ = Fвзд Fос = 10,5 + 155,565 = 166,155 кН,
где Fвзд - вес самого двигателя.
Определим напряжение среза витков резьбы:
где d1 - внутренний диаметр резьбы РКТ - 177;
Р - шаг резьбы;
Кп - коэффициент полноты резьбы;
Кн - коэффициент учитывающий неравномерность распределения нагрузки между витками:
Кн = 5Р/d = 53/177 = 0,085,
где d - наружный диаметр резьбы;
Zp - число рабочих витков:
Zp = Н/Р = 107/3 = 35,6,
где Н - длина резьбы.
[tср]cт3 = 75 МПа < tср = 52,6 МПа.
Условие прочности витков резьбы на срез выполняется.
Определим напряжение смятия витков резьбы:
[sсм]ст3 = 190МПа < sсм = 31,5МПа.
Условие прочности витков резьбы на смятие выполняется.
Расчёты основных параметров двигателя Д-195 необходимы для вычерчивания двигателя и проверки осевой опоры, а также витков резьбы РКТ - 177 на прочность.
6.3 Проверочный расчёт вала шпиндельной секции
Проверочный расчёт валов на прочность выполняют на совместное действие изгиба и кручения. Цель расчёта - определить коэффициенты запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнить их с допускаемыми:
S[S] = 1,3…1,5
Определим напряжения в опасном сечении вала:
а) Нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, при котором амплитуда напряжений sа равна расчётным напряжениям изгиба sи, т.е.
а = sи = 78,06 МПа;
б) Касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, при котором амплитуда цикла tа равна половине расчётных напряжений кручения tк:
а = tк/2 = Мк/(2Wr нетто) = 8103/(2206,06) = 19,4 МПа,
где Мк - крутящий момент;
Wr нетто - полярный момент сопротивления сечения вала:
Wr нетто = 0,2d3 = 0,21013 = 206060 мм3,
где d = 101мм - наименьший диаметр вала.
Определим коэффициент концентрации нормальных (Кs)D и касательных напряжений (Кt)D для расчётного сечения вала:
где Кs - эффективный коэффициент концентрации напряжений при
r/d = 1/101 = 0,01;
КF - коэффициент влияния шероховатости при sв = 600 МПа и параметре шероховатости поверхности Rа = 2,5…0,63 мкм;
Кy - коэффициент влияния поверхностного упрочнения при sв = 600 МПа.
где Кt - эффективный коэффициент концентрации напряжений при
r/d = 1/101 = 0,01
3 Определим пределы выносливости в расчётном сечении вала:
где s-1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба для стали 45 с термообработкой нормализация и sв = 600 МПа;
где t-1 - предел выносливости гладких образцов при симметричном цикле кручения для стали 45 с термообработкой нормализация и sв = 600 МПа:
-1 = 0,58s-1 = 0,58260 = 150,8 МПа.
Определим коэффициенты запаса прочности по нормальным Ss и касательным напряжениям St:
1.Определим общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:
Условие выполняется с запасом прочности 2,2.
6.4 Потери в двигателе Д1-195
Движение рабочих элементов гидродвигателя сопровождается потерями мощности на механическое трение в узлах машины, а также на преодоление гидравлических сопротивлений течению жидкости в каналах двигателя.
Определим гидромеханический КПД:
гм = М/Мт = 8/34,242 = 0,234,
где М - фактический крутящий момент;
Мт - теоретический крутящий момент:
Мт = pDcpTeZ2/2 = 7106 0,3690,63490,004649/2 =34,242 кНм ,
где Dcp - средний диаметр зубьев ротора:
Dcp = (dвер - dвп)/2 + dвп = (41,2 - 32,6)/2 + 32,6 = 36,9 мм,
где dвер - диаметр вершин зубьев ротора;
dвп - диаметр впадин зубьев ротора.
2Определим затраты мощности на гидромеханические потери:
Nгм = DМn/9554 = 26242102/9554 = 280,2 Вт,
где DМ - разность между теоретическим крутящим мо?/p>