Силы, действующие в кривошипно-шатунном механизме

Сила, действующая на палец ползуна кривошипно-шатунного механизма, зависит от давления жидкости на поршень, динамических сил инерции движущихся возвратно-поступательно масс поршня, штока, ползуна и части шатуна, а также от силы трения.

При сжатии сила Р_с (в Н) (см. рис.11, а)

, (38)

в насосе двухстороннего действия при растяжении

, (39)

Динамическая сила инерции ползуна и связанных с ним ча­стей Р_па (в Н) определяется выражением

, (40)

где: —ускорение поршня, м/с² [см. формулу (37)];

G_n – вес ползуна и связанных с ним движущихся элементов и 1/3 длины шатуна, Н.

В насосах двухстороннего действия при движении поршня назад, т. е. к коренному валу, растягивающие силы меньше сжимающих, так как часть площади занимает шток. В насосах одностороннего действия растягивающие силы незначительны, так как при этом в камере осуществляется только всасывание.

Силы, действующие на коренном валу. Как видно из выражений тангенциальная сила на кривошипе коренного вала F(t) изменяется в зависимости от угла а поворота вала, а следовательно, будет изменяться и крутящий момент M_k(t) на коренном валу

, (41)

где: М_кср — средний момент за цикл (один оборот коренного вала), Н • м,

, (42)

где: F_cp — средняя за цикл тангенциальная сила, Н;

N_K— мощность на коренном валу, Вт;

n_к — частота вращения коренного вала, об/мин;

р_н — среднее давление на выходе насоса, Па;

Q_H — подача насоса, л/с;

— к.п.д., учитывающий потери мощности на трение от поршня до коренного вала, для расчетов можно принимать =0,90—0,94

— коэффициент неравномерности крутящего момента.

, (43)

Расчетные графики изменения коэффициентов неравномер­ности крутящего момента приведены на рис. 10.

Коэффициент неравномерности крутящего момента двухпоршневого насоса двухстороннего действия с углом смещения кривошипов 90° (рис. 10, а) рассчитывается по формуле

, (44)

где: — коэффициент неравномерности момента однопоршневого насоса двухстороннего действия

, (45)

где: – текущие значения давления при движении соответственно к ЛМТ и ПМТ;

– отношение диаметра штока d к диаметру установленного в насосе поршня D, ;

u_(t) – относительная скорость поршня, u_(t) = v/R [см. формулу (35)];

T и t — период и текущее время.

Коэффициент неравномерности момента трехпоршневого насоса одностороннего действия с углом смещения кривошипов 120° (рис. 10, б)

, (46)

где: — коэффициент неравномерности крутящего момента однопоршневого насоса одностороннего действия

, (47)

Из графиков (см рис. 10) видно, что характер изменения крутящего момента на коренном валу (кривые ) отличается от характера изменения подачи (кривые Q_H), так как крутящий момент является функцией изменения тангенциальных усилий на кривошипах коренного вала, их относительного смещения друг относительно друга, а также отношения R/L. Некоторое влияние на характер изменения крутящего момента на коренном валу оказывают пульсации давления в выходном коллекторе насоса и упругие колебания во всей системе, так как после открытия нагнетательного клапана полость цилиндра связана с выходным коллектором.

Нагрузки, действующие на трансмиссионном валу. Средний крутящий момент М_тс (в Н • м) должен быть приложен к трансмиссионному валу

, (48)

где: N_ПH — полезная мощность насоса, Вт;

n_т — частота вращения трансмиссионного вала, об/мин (п_т = п_ки_р);

п_к — частота вращения коренного вала, об/мин;

и_р — передаточное отношение редуктора между трансмиссионным и коренным валами;

– механический к.п.д. насоса, равный 0,8—0,87;

– к.п.д. трансмиссионного вала.

Рис. 10. График изменения подачи Q_H и коэффициента крутящего момента на коренном валу

На рис. 11 приведены осциллограммы изменения давления в цилиндрах и крутящего момента на трансмиссионном валу; на рис. 11, а — изменение давления нагнетания двухпоршневого насоса двухстороннего действия ( давления в бесштоковой и штоковой камерах первого цилиндра; то же, второго цилиндра). На рис. 11, б – те же параметры для трехпоршневого насоса прямого действия (р₁, р₂, р₃ и р_н – давления соответственно в различных цилиндрах и среднее на выходе насоса с компенсатором; М_т — крутящий момент на трансмиссионном валу).

Из этих графиков видно, что фактические колебания крутящего момента на трансмиссионном валу отличаются от рассмотренных выше теоретических изменений момента на коренном валу.

Рис. 11. Осциллограммы изменения давления в цилиндрах и крутящего момента на трансмиссионном валу

Проведенные исследования динамических процессов в буровых насосах показали, что амплитуда колебаний крутящего момента на трансмиссионном валу зависит от коэффициента подачи насоса и количества газа в растворе. Например, в трехпоршневом насосе при уменьшении коэффициента подачи а от 0,95 до 0,8 максимальное значение крутящего момента увеличивается от 1,3 до 1,9, при этом коэффициент асимметрии цикла нагружения изменяется от 0,48 до 0,04, т.е. циклы действия сил на трансмиссионном валу могут изменяться от асимметричного до пульсационного.

При значительном понижении коэффициента подачи могут возникать зазоры в зубчатой передаче и резкие динамические удары. Испытания с подпорными насосами показали, что даже при высоком содержании газовой фазы (4—5%) при избыточном давлении на входе насоса 0,3—0,4 МПа удается сохранить высокое значение коэффициента подачи, повысить к.п.д. насоса и избежать значительных динамических нагрузок в его трансмиссии.

На характер нагружения трансмиссии насоса влияют и масса приводного шкива, тип передачи от двигателя (цепная или клиноременная), характеристика двигателя, динамический момент его вращающихся элементов и равномерность их вращения.

По этим причинам при расчете элементов трансмиссионной части буровых насосов рекомендуется принимать следующие коэффициенты перегрузки: на статическую прочность k_nn = 1,8–2; на выносливость k_пв=1,4—1,5 при работе насосов с подпорными насосами и k_Пв=1,7—1,8 при работе без подпорного насоса.

Коренной и трансмиссионный валы рассчитываются по приведенным напряжениям кручения и изгиба на статическую прочность и выносливость по общепринятым методам, приведенным в справочниках по машиностроению.