Курсовая работа (т): Запорная задвижка Ду400

Твердый сплав -

Конечный момент закрывания:

.

Начальный момент открывания:

.

Усилие, с которым рабочая среда выдавливает шпиндель из задвижки:

Расчет крутящего момента на ходовой гайке.

Крутящий момент на ходовой гайке рассчитывается из условия, что он обусловлен только силами трения в резьбе между шпинделем и ходовой гайкой:

В конечный момент закрывания максимальный крутящий момент будет:

Максимальный крутящий момент в начальный момент открывания:

где - угол подъема винтовой линии резьбы ,

r - угол трения скольжения,

r’- угол трения покоя,

,

где - коэффициент трения скольжения в резьбе равный 0,15 (табл. 2.11.).

,

где - коэффициент трения покоя

.

Материал для ходовой гайки - Бр.АЖМц10-3-1.5.

1.5 Конструирование корпуса, крышки и стойки задвижки

Материал этих деталей выбираем в соответствии рекомендации табл. 2.12.- Сталь 25Х1МФ.

Конструкция крышки

Рис. 1.4.

Рекомендации к назначению размеров

где - средняя толщина корпуса задвижки,

- рекомендуемое значение толщины стенки корпуса,

Конструктивно  При =6 МПа для нелегированных и легированных сталей по ГОСТ 977-75

Патрубки задвижки, присоединяемые к трубопроводу сваркой, выполняются так, как показано на рис. 1.2.

Диаметр отверстий под оси шарнирных болтов сальника:

,

где доп.ср.- допустимые напряжения на срез для осей шарнирных болтов (принимаем доп.ср.=100 МПа).

Qс -усилие затяжки сальников, Н

так как приняли откидной болт - М20.

Конструктивно задаемся диаметром фланцевых болтов  

Шаг между болтами:

Конструктивно

Количество фланцевых болтов:

шт.

Расчетная нагрузка на один болт:

,

где  - коэффициент затяжки (1,25…2,0) , = 1,25,

 - средний диаметр прокладки между фланцем корпуса и фланцем крышки;

1ф=20,752мм - внутренний диаметр резьбы болта (подбор из ряда стандартных по [2,3]).

Материал болтов (крепеж): Сталь 25Х1МФ

-коэффициент запаса прочности болта

Конструкция стойки

Рекомендации к назначению размеров

Рис. 1.5.

Принимаем по ГОСТ6874 - 75 упорный одинарный шарикоподшипник 8330 с V=250 мм, (Внутренний диаметр резьбы М должен быть больше диаметра V (диаметр посадки упорного подшипника) на 1…3 мм)

Принимаю:

М=252мм.

Болты крепления стойки к кронштейнам крышки задвижки работают только на растяжение, и максимальная нагрузка здесь реализуется в конечный момент закрывания затвора.

Подбираем болт М16 (подбор из ряда стандартных по [2,3]).

Диаметры отверстий в лапах стойки dос должны быть не более чем на 0,5 мм больше наружного диаметра резьбы болтов dс

.

1.6 Конструирование узла ходовой гайки

Узел ходовой гайки

Рис. 1.6.

1 - горловина стойки; 2 - ходовая гайка; 3 - подшипники упорные; 4 - гайка; 5 - зубчатое колесо; 6 - шпонка призматическая; 7 - набивка сальника.

Выбираем материал для ходовой гайки Бр.АЖМц10-3-1,5.

Высота резьбы упорной гайки определяется по условию прочности резьбы на срез в конечный момент закрывания:

В целях повышения надежности принимаем Н = 15 мм;

Так как выбран упорный подшипник 8330

Наружный диаметр подшипников: D=V=250мм.

Внутренний диаметр подшипников: .

Высота подшипника: H=80мм.

Посадочный диаметр для зубчатого колеса dв=125мм (примем конструктивно)

Внутренний диаметр резьбы горловины стойки: M=V+2=250+2=252мм. М=252мм.

Допускаемые напряжения на срез резьбы горловины: .

Высота упорного буртика:

,

принимаем hб=10мм.

Высота резьбы ходовой гайки определяется с точки зрения сопротивления смятию поверхности витков трапецеидальной резьбы:

- средний диаметр трапецеидальной резьбы;

- допускаемое напряжение на смятие (=60 МПа).

Узел ходовой гайки показан на рис.1.6.1

2. РАСЧЕТ ПРИВОДНОЙ ГОЛОВКИ

2.1 Подбор электродвигателя

Частота вращения ходовой гайки:

,

где - ход не вращаемого шпинделя,

S=10мм - шаг трапецеидальной резьбы,

- время полного закрытия задвижки.

.

Мощность необходимая для вращения ходовой гайки:

- крутящий момент на ходовой гайке, принимаем максимальный

- КПД привода

- КПД муфты

- КПД подшипника скольжения

- КПД зубчатого зацепления

.

Типоразмер двигателя: 4А250S4У3.

- синхронная частота вращения

Асинхронная частота вращения:

Передаточное число приводной головки:

.

Выбираем по ГОСТ 2185-66: UПР =8

Крутящий момент на ведущем валу (шестерне):

.

2.2 Расчет зубчатой передачи

Выбор материалов и допускаемые напряжения

Расчет ведется по [4] .

Выбираем материалы зубчатых колес

Шестерня: Сталь 50 ГОСТ 4543-71, термическая обработка - улучшение

, где

, , принимаем по [3, табл.14];

 принимаем по [3, табл.14];

. Колесо: Сталь 35 ГОСТ 4543-71, термическая обработка - улучшение

, где

, , принимаем по [3, табл.14];

 принимаем по [3, табл.14];

Допускаемое контактное напряжение для стальных зубчатых колес:

.

- коэффициент долговечности             (табл. 21)

SH =1,1 - коэффициент безопасности для нормальных передач  (табл. 17)

Базовые пределы контактной выносливости:

Расчетный крутящий момент и межосевое расстояние

Принимаем коэффициент ширины зубчатого колеса:      (табл. 24)

Значение коэффициента  для закрытой цилиндрической передачи:

Расчетный крутящий момент:

где: затвор шпиндель электродвигатель крышка

коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий:

принимаем степень точности - 8

коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения:

Определяем межосевое расстояние:

По ГОСТ 2144 - 76 принимаем: aw=315мм.

Модуль, суммарное число зубьев, основные геометрические размеры

Сумма чисел зубьев:

*-суммы чисел зубьев осуществимы без смещения

Определим количество зубьев на шестерне и колесе:

Определяем делительные диаметры шестерни и колеса:

Определяем диаметры вершин зубьев шестерни и колеса:

Определяем диаметры впадин зубьев шестерни и колеса:

Проверка межосевого расстояния:

Определяем ширину зубчатого колеса:

округлено по Ra 10

Принимаем 140мм.

Другие геометрические размеры:

Толщина обода зубчатого венца

Принимаем 10 мм.

Толщина диска  Округлено по Ra 5

Наружный диаметр ступицы

Фактическая окружная скорость

Окружная скорость шестерни и колеса должна быть меньше 6 метров в секунду для цилиндрических прямозубых передач:

Контактные напряжения на шестерне и колесе:

Контактные напряжения определим по формуле:

где К=10720 - постоянная

Условия прочности по контактным напряжениям на шестерне и колесе выполняются

Изгибные напряжения на шестерне и колесе

Расчетный крутящий момент: