Страницу Назад
Поискать другие аналоги этой работы
333 Расчетная часть-Расчет привода шиберной задвижки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газаID: 176876Дата закачки: 21 Января 2017 Продавец: leha.se92@mail.ru (Напишите, если есть вопросы) Посмотреть другие работы этого продавца Тип работы: Диплом и связанное с ним Форматы файлов: Microsoft Word Описание: Расчетная часть-Расчет привода шиберной задвижки: Расчёт шпильки на срез, Расчет конической передачи, Расчет передаточного числа конической передачи, Диаметр внешней делительной окружности шестерни, Окружная скорость на среднем делительном диаметре, Конусное расстояние и ширина зубчатого венца, Число зубьев, Фактическое передаточное число, Окончательные размеры колес, Силы в зацеплении, Проверка зубьев колес по контактным напряжениям, Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа Комментарии: Расчёт шпильки на срез τ_ср=N/(π∙d∙h∙K_1∙K_m )=1500/(3,14∙10∙15∙0,75∙0,3)=29,6 МПа τ_ср<R_бс 29,6 МПа < 163 МПа - условие прочности на срез выполняется; τ_ср - напряжение среза; R_бс= 163 МПа - расчётное сопротивление болтов срезу; K_1=0,75 - коэффициент полноты резьбы; K_m=0,3 - коэффициент, учитывающий изменения деформации витков по высоте гайки; d = 10 мм - диаметр; h = 15 мм – рабочая высота резьбы шпильки; N = 1500 H - нагрузка. Расчет конической передачи 8.1 Расчет передаточного числа конической передачи. Рекомендуемые значения передаточных чисел U_рек= 4 принимают по таблице 1.2./2,стр.7. 8.2 Диаметр внешней делительной окружности шестерни d_e1^`=K∛(T_1/(Uϑ_Н ))=25∙∛(11904/(4∙0,85))=25∙15,18=379,5 мм d_e1^` - внешний делительный диаметр шестерни; T_1 - крутящий момент; T_1=M=F∙L=3200∙3,72=11904 мм L - длина штока; F - сила тяжести штока; U - передаточное число; ϑ_Н=0,85 - коэффициент для прямозубых конических передач. 8.3 Окружная скорость на среднем делительном диаметре Прямозубые конические колёса применяют при окружных скоростях 5 м/с. ϑ_m=5 м\\/с 8.4 Конусное расстояние и ширина зубчатого венца δ_1=arctg(1/U)=arctg(1/4)=〖14〗^° Внешнее конусное расстояние R_e=d_e1/((2 sin⁡〖δ_1 〗 ) )=379,5/(2 sin⁡〖〖14〗^° 〗 )=780 мм Ширина зубчатого венца b=0,285∙R_e=0,285∙780=222 мм 8.5 Число зубьев Определяем по номограмме z_1=38 – предварительное значение зуба z_1=1,3∙z_1^`=1,3∙38=50 – число зубьев шестерни z_2=z_1∙U=50∙4=200 – число зубьев колеса Внешний окружной модуль m_e=d_e1/z_1 =397,5/50=8 8.6 Фактическое передаточное число U_ф=z_2/z_1 =200/50=4 8.7 Окончательные размеры колес Углы делительных конусов шестерни и колеса δ_1=arctg(1/U_ф )=arctg(1/4)=〖14〗^° δ_2=〖90〗^°-14=〖76〗^° Делительные диаметры колес d_e1=m_e∙z_1=8∙50=400 мм d_e2=m_e∙z_2=8∙200=1600 мм Внешние диаметры колес d_ae1=d_e+2∙(1+x_e1 )∙m_e∙cos⁡〖δ_1 〗 x_e1 – коэффициент смещения инструмента для колеса, принимаем по таблице 2.12/2,стр.30. d_ae1=400+2∙(1+0,26)∙8 cos⁡〖〖14〗^° 〗=419 мм d_ae2=400+2∙(1+0,26)∙8 cos⁡〖〖76〗^° 〗=404 мм 8.8 Силы в зацеплении Окружная сила на среднем диаметре шестерни F_t=(2∙〖10〗^3∙T_1)/d_m1 =(2∙〖10〗^3∙11904)/340,4=69,94 кН d_m1=0,857∙d_e1=0,851∙400=340,4 Осевая сила на шестерне F_a1=F_t∙tan⁡α∙sin⁡〖δ_1 〗=69940∙tan⁡〖〖45〗^° 〗∙sin⁡14=16920 Н=16,9 кН Радиальная сила на шестерне F_r1=F_t∙tan⁡α∙cos⁡〖δ_1 〗=69940∙tan⁡〖〖45〗^° 〗∙cos⁡〖〖14〗^° 〗=67862 Н=67,86 кН Осевая сила на колесе F_a2=F_r1=67,86 кН Радиальная сила на колесе F_r2=F_a1=16,9 кН 8.9 Проверка зубьев колес по контактным напряжениям σ_Н=6,7∙〖10〗^4 √((K_Нϑ∙K_Нβ∙T_1)/(U_ф∙d_e1^3∙v_Н ))≤[σ]_Н [σ]_Н=750 МПа σ_Н=6,7∙〖10〗^4 √((1,15∙1,27∙11904)/(4∙〖400〗^3∙0,85))=42,9 МПа K_Нϑ=1,15 - коэффициент внутренней динамической нагрузки выбирают по таблице 2.6/2.стр.19; φ_bd=0,166√(U^2+1)=0,6 φ_bd – коэффициент для выбора K_Нβ; K_Нβ=1,27 – коэффициент, учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине контактных линий, выбирают по таблице 2.7/2.стр.20. v_Н - коэффициент для прямозубых конических передач. σ_Н≤[σ]_Н - данное условие выполняется. 8.10 Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба Напряжение изгиба в зубьях колеса σ_F2=(2,72∙〖10〗^3∙K_Fϑ∙K_Fβ∙T_1 〖∙Y〗_FS2)/(b〖∙d〗_e1∙m_e∙v_F )≤[σ]_F2 [σ]_F2=700 МПа σ_F2=(2,72∙〖10〗^3∙1,5∙1,105∙11904∙3,59)/(222∙400∙8∙0,85)=319 МПа K_Fϑ – коэффициент, учитывающий внутреннюю динамику нагружения, выбирают по таблице 2.9/2стр.22. K_Fβ – коэффициент, учитывающий неравномерность распределения напряжений у основания зубьев по ширине зубчатого венца. Y_FS2 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбирают по таблице 2.10/2.стр.25. v_F - коэффициент принимают для прямозубых колес равным 0,85. σ_F2≤[σ]_F2 - данное условие выполняется. Напряжение изгиба в зубьях шестерни σ_F1=(σ_F2∙Y_FS1)/Y_FS2 ≤[σ]_F1 [σ]_F1=700 МПа σ_F1=(319∙3,62)/3,59=324 МПа Y_FS1 – коэффициент, учитывающий форму зуба и концентрацию напряжений, выбирают по таблице 2.10/2.стр.25. σ_F1≤[σ]_F1 - данное условие выполняется. Список используемой литературы 1. Котелевский Ю.М. Современные конструкции трубопроводной арматуры для нефти и газа . 2. Дунаев П.Ф. Конструирование узлов и деталей машин 3. Тугунов П.И. Машины и оборудования газонефтепроводов . Размер файла: 16,8 Кбайт Фаил: (.rar)
Коментариев: 0 |
||||
Есть вопросы? Посмотри часто задаваемые вопросы и ответы на них. Опять не то? Мы можем помочь сделать! Некоторые похожие работы:К сожалению, точных предложений нет. Рекомендуем воспользоваться поиском по базе. |
||||
Не можешь найти то что нужно? Мы можем помочь сделать! От 350 руб. за реферат, низкие цены. Спеши, предложение ограничено ! |
Вход в аккаунт:
Страницу Назад
Cодержание / Нефтяная промышленность / Расчетная часть-Расчет привода шиберной задвижки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа
Вход в аккаунт: