Расчетная часть-Расчет Запорной задвижки Ду 440мм-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчет Запорной задвижки Ду 440мм-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа : 1.Проектирование клиновой задвижки.      5
1.1 Конструирование затвора.       5
1.2 Конструирование шпинделя и сальникового уплотнения.  7
1.3 Силовой расчет затвора.       9
1.3.1. Определение типа уплотнения.     9
1.3.2. Определение веса клина затвора.     9
1.3.3. Расчет усилия для перемещения клина и максимального усилия
вдоль шпинделя.       10
1.3.4. Расчет крутящего момента на ходовой гайке.   10
1.3.5. Конструирование корпуса, крышки и стойки задвижки.  10
1.3.6. Конструирование узла ходовой гайки.    11
2.Расчет приводной головки.       15
2.1. Подбор электродвигателя. Расчет кинематических параметров. 15
2.1.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения.   16
2.1.2. Расчетный крутящий момент и межосевое расстояние.  16
2.1.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса. 16
2.1.4. Фактическая окружная скорость.     17
2.1.5. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям. 17
2.2. Подбор маховика для ручного уплотнения.    18
3.Проверка прочности деталей задвижки.     18
3.1. Проверка прочности корпуса и крышки.    18
3.2. Расчет стоек.        19
3.3. Расчет шпинделя.        20
3.4. Расчет крышки сальника.      21

Рассчитать и сконструировать запорную задвижку с приводной головкой.
Арматура должна обеспечивать длительное и надежное выполнение своих функций как элемент трубопроводной системы; поэтому конструирование арматуры необходимо производить с учетом всех требований, предъявляемых к ней в отношении прочности, коррозионной и эрозионной стойкости, удобства управления гидравлической характеристики и т.д.
Основные исходные данные:
Вариант 16.
1. Диаметр условного прохода: Dу = 440мм.
2. Рабочая среда: пар.
3. Рабочее давление среды: Рраб. = 4,5 МПа.
4. Рабочая температура среды: t = 3500C.
5. Время полного закрытия: =16с.
6. Строительная длина: L = 1000мм.



































Введение.
Стремительное развитие промышленного производства непосредственно связано с добычей, использованием, переработкой и транспортировкой большого числа жидких и газообразных материалов, потоки которых должны направляться в соответствующее время в нужном направлении. Для этой, цели используют трубопроводный транспорт, управление потоками в котором осуществляется с использованием устройств, объединенных общим названием трубопроводной арматуры. К арматуре относятся и соединительные элементы трубопроводов - фланцы, тройники, муфты и т.д.
Количественное и качественное развитие различных отраслей промышленности создало необходимость применения арматуры для установок и трубопроводов, работающих на самых различных средах при давлениях от тысячи атмосфер до глубокого вакуума и при температурах от двух тысяч градусов до близких к абсолютному нулю. В связи с этим современное турбостроение развилось в отрасль промышленности, выполняющую арматуру самого различного назначения, различных размеров и конструкций с использованием как уже знакомых материалов (сталь, чугун, латунь), так и новейших материалов, таких, как жаропрочные стали, эмали, пластмассы и т.д.

































1. Порядок проектирования клиновой задвижки.
1.1. Конструирование затвора.
Уплотняющие кольца клиновых задвижек расположены под углом и образуют клин. При используются клинья с уклоном 1:12 ( ).Клин затвора выбирается с самоустанавливающимися тарелками см. рис.1.1. Толщину тарелки можно определить по формуле:

где - допускаемое напряжение материала тарелок, МПа;
- рабочее давление среды, МПа;
- условный проход, мм;
- толщина тарелки, мм.
Для определения допускаемых напряжений назначается материал тарелок таб.2.1 /3/:
Материал тарелки задвижки: 25Х1МФ с наплавкой ЦН-6.
Допускаемые напряжения определяются по формуле:
, МПа,
где - предел текучести материала при рабочей температуре среды, МПа
Воспользовались таб.2.4/3/.
- коэффициент запаса прочности, =2.
755 МПа
755/2=377,5 МПа
440*(0,3*4,5/377,5)0,5=26,3 мм
Округляем: 27 мм
Определим толщину наплавляемых поясов: =4 мм
- наружный диаметр тарелки, мм
- внутренний диаметр наплавленного уплотнительного пояса, мм
20 мм, 20 мм.
40=440+40=480мм;
480+20=500мм
440-20=420
Определим размеры взаимного расположения тарелок;
2,1(27+4)+10=75,1 мм, округляем по ГОСТу: 75 мм
75+0,175*440=152,1 мм, округляем по ГОСТу: 150мм
Конструирование остальных элементов затвора производится на основе рекомендуемых соотношений, представленных на рис. 1.1 .















1.2. Конструирование шпинделя и сальникового уплотнения.
Марка стали- 38Х2МЮА с азотированием.
470/6=78,33 мм.
где - ход невращаемого шпинделя ,
440+30=470мм
6
Из табл.2.7 /3/:
Диаметр шпинделя 90 мм, резьба - правая.
- средний диаметр резьбы, 84 мм
- угол подъема винтовой линии, 2o30'
Узел сальникового уплотнения в конструкциях современной энергетической арматуры имеет вид представленный на рис.1.2.

где - толщина сальникового уплотнения,
*900,5=14,2 мм
Выбор сальниковой набивки по ;
Набивка асбестово-проволочная, прорезиненная, сухая, сквозного плетения квадратная (3,4,5,6). Выбираем 13,0 мм - по ГОСТ 5152-77
- высота сальниковой набивки
5*13,0=65,0 мм.
90+2*13,0=116 мм округляем =130мм.
где - диаметр сальниковой камеры
39 ~40 мм - высота калиброванной части грундбуксы

где и - в мм; - коэффициент, зависящий от рабочего давления и размеров сальниковой набивки (определяется по таб.2.8 /3/)
(1162-902)*10,395=43705,4 МПа,
65,0/13,0=5,0
2,31
1,43
2,31*4,5=10,395 МПа

где - сила трения между выдвижным шпинделем и сальниковой набивкой
- коэффициент, зависящий от коэффициента трения и геометрических размеров сальника (определяется по табл.2.8.)
1,43*90*13,0*4,5=7529,0 Н,

где - внутренний диаметр резьбы,














- усилие затяжки сальника, Н;

где - допустимые напряжения, МПа;
- предел текучести материала болта, МПа;
- коэффициент запаса прочности болта (определяется по таб.2.12 /3/)
4
; 350=210 С0
Материал болта - Сталь 25
280 МПа,
280/4=70 МПа,
*(43705,4/70)0,5=22,74 мм Болт М24

1.3. Силовой расчет затвора
1.3.1. Определение типа уплотнения
, Н;
, Н;
где b- ширина уплотняющих колец:
- средний диаметр уплотняющей поверхности колец
(480+440)/2=460 мм
0,8(35+10*4,5)/200,5=14,3 ,МПа
где - необходимое удельное давление на уплотняющих кольцах, МПа
С- коэффициент зависящий от материала уплотнительных колец, для стали и твердых сплавов С=35.
0,785*4602*4,5=747477,0 Н
*460*20*14,3=413608,9 Н
; МПа
- Qу.
Тип уплотнения - одностороннее самоуплотнение.

1.3.2. Определение веса клина затвора.
, Н
где - сила собственного веса
g- 9,81
- плотность материала тарелки ( в расчете принимается 7800 )
- размеры тарелки, м
(500/1000)2*27*7800*9,81/1000=1053,7 Н


1.3.3. Расчет усилий для перемещения клина и максимального усилия вдоль шпинделя.
Наибольшие усилия, необходимые для перемещения клина в клиновой задвижке при угле клина , определяются по формулам представленным в таб.2.9/3/

где - наибольшее усилие на шпинделе в конечный момент закрывания
- наибольшее усилие на шпинделе в начальный момент открывания
- сила трения шпинделя в сальниковом уплотнении
Конечный момент закрывания –
0.87*413608,9+0,36*747477,0-1053,7=268038,1 Н
Начальный момент открывания –
0.72*413608,9+0,44*747477,0+1053,7=329943,5 Н
0.785*902*4,5=28613,25 Н
- усилие, с которым рабочая среда выдавливает шпиндель из задвижки
268038,1+28613,25+7529,0=304180,3 Н
304180,3-28613,25+7529,0=308859,2 Н

1.3.4. Расчет крутящего момента на ходовой гайке.


где М- максимальный крутящий момент в конечный момент закрывания
- максимальный крутящий момент в начальный момент открывания
- угол подъема винтовой линии резьбы 2o30'
p- угол трения скольжения - угол трения покоя

где - коэффициент трения скольжения в резьбе равный 0,2(таб.2.10.)

где - коэффициент трения покоя
0,5*304180,3*84*tg(0,245+0,034499)=3666,45 Н*м
0,5*308859,2*84*tg(0,337-0,034499)=4043,68 Н*м
Материал для ходовой гайки - Бр.АЖМц10-3-1.5

1.3.5. Конструирование корпуса, крышки и стойки задвижки.
(рис. 1.3, 1.4, 1.5)
Материал Сталь- 25Л

где - средняя толщина корпуса задвижки
- рекомендуемое значение толщины стенки корпуса(24мм)
- табличное значение рабочего давления( 6,4 МПа)
25
мм:
Конструкция корпуса

Рис.1.3.
мм; =620мм;
мм мм;
мм мм;
мм мм;
мм мм;
мм мм;
мм;
мм мм  мм;
мм
мм;
мм мм;
мм
(конструктивно);







16 мм, исходя из того, что откидной болт- М24
где - диаметр отверстий под оси шарнирных болтов
Конструктивно задаемся диаметром фланцевых болтов(шпилек) 48
3*48=144 мм
где - шаг между болтами
*760/144=16,6~14
Где Z- количество фланцевых болтов(шпилек).
- расчетная нагрузка на одну шпильку.
где - коэффициент затяжки (1,25...2,0) следовательно, =1,25
- средний диаметр прокладки между фланцем корпуса и фланцем крышки;
(650+620)/2=635 мм
0,785*6352*4,5*(1,25+0,25)/14=152613 Н
- внутренний диаметр резьбы шпильки ( =42,58 мм )
Шпильки М48-6g.

1,3*152613/(0,785*42,582)=139,4 МПа
Материал шпилек Сталь-25
*350=315 С0
280 МПа,
280/2=140 МПа.

Конструирование стойки выполняется согласно рекомендациям, представленным на рис.1.3.
(304180,3/200)0,5=25,0 берем 30 мм
Следовательно, Болт М30

1.3.6. Конструирование узла ходовой гайки.
Эскиз рис. 1.4
Материал Бр.АЖМц10-3-1,5
0,61*304180,3/(352*80)=6,6 конструктивно принимаем 10 мм.

- статическая грузоподъемность подшипника
=304180,3,Н






































D=V=350 мм- наружный диаметр подшипников.
280 мм - внутренний диаметр подшипников.
H=53 мм- высота подшипника
M=V+2=350+2=137~140 мм- внешний диаметр резьбы горловины стойки
- см.рис.1.3.
- допускаемые напряжения на срез резьбы горловины
304180,3/(3,14*280*80)=2,88, конструктивно принимаем 10мм,
- высота упорного буртика
- допускаемые напряжения на срез
304180,3/(0,54*84*60)=111,77~130 мм
- средний диаметр трапецеидальной резьбы
- допускаемое напряжение на смятие (60МПа).

2. Расчет приводной головки.
2.1. Подбор электродвигателя. Расчет кинематических параметров.
- частота вращения ходовой гайки
470 - ход невращаемого шпинделя
S=12 мм- шаг трапецеидальной резьбы
16 с - время полного закрытия задвижки
60*470/(12*16)=146,9 об/мин,
4044*3.14*146,9/30=62163,2 Вт,
N-мощность необходимая для вращения ходовой гайки
- крутящий момент на ходовой гайке, принимаем максимальный
- КПД привода
- КПД муфты
- КПД подшипника скольжения
- КПД зубчатого зацепления

62163,2/0,82=76346 Вт
Типоразмер двигателя-4А250М2У3
90 кВт,
- синхронная частота вращения
750-750*2/100=735 об/мин - асинхронная частота вращения
735/146,9=5,004 - по ГОСТу 4 передаточное число приводной головки
4044/(0.95*0.94*4)=1144,2 Н*м - крутящий момент на ведущем валу (шестерне)


Далее расчет ведется по /4/.

2 Расчет зубчатой передачи.
2.1.1. Выбор материалов и допускаемые напряжения.
1. Шестерня-Сталь40 ГОСТ 1050-74
;
2. Колесо-Сталь35
;
- допускаемое контактное напряжение для стальных зубчатых колес.

- коэффициент долговечности таб.21

2.1.2. Расчетный крутящий момент и межосевое расстояние.
1144,2*1,11*1,2=1524,1049 Нм
- коэффициент таб.26
- коэффициент; степень точности 8; таб.23
0,4*(4+1)/2=1~1 - коэффициент таб.25
0,4 - коэффициент ширины зубчатого колеса таб.24
С=486- постоянная
U=4 - передаточное число
межосевое расстояние:
486*(4+1)*(1524,1049/(0,4*4*3902))1/3=295,537 мм ~280 мм
2.1.3. Модуль, суммарное число зубьев, ширина зубчатого колеса.
280=3,36~3- модуль
187- сумма чисел зубьев
37,4~37
187-37=150
3*37=111 мм
3*150=450
(111+450)/2=280,5 мм - проверка межосевого расстояния
Uф=d2/d1=450/111=4,05
111+2*3=117 мм
450+2*3=456 мм

111-2,5*=103,5 мм
450-2,5*=442,5 мм
280,5=112,2 мм - ширина зубчатого колеса

2.1.4. Фактическая окружная скорость.
3,14*111*735/60000=4,27 м/с

-окружная скорость шестерни и колеса меньше 6 метров в секунду для цилиндрических прямозубых передач - степень точности 8.

2.1.5. Проверка зубьев на выносливость по контактным напряжениям.

К=10720-постоянная
(10720/280,5)/(1524,1049(4,05+1)3/(100*4,05))0,5=794,86 < 690 МПа.
1144,2 Нм,

636*1524,1049*12,24/(32*37*112,2*1)=317,05 МПа
V=636
(295/2,15)*0,7*1=368,83 МПа

- значение коэффициента безопасности таб.19
- коэффициент таб.20- условие работы зубьев
- значение коэффициента долговечности таб.21




2.2. Подбор маховика для ручного управления.

Dм=800 мм- диаметр маховика.
Dм/2>aw => требуется фальш-шестерня.
Управление одним операторам.
Расположение маховика - горизонтальное на уровне груди.

3. Проверка прочности деталей задвижки.
3.1. Проверка прочности корпуса и крышки.
Расчет сферических стенок.
Материал Сталь-25Л
Для этой стали принимаем:
256 МПа при t=0.95*tсреды=332,5 ОС
256/2=128 МПа
Для толстостенных шаровых оболочек:

r=310 мм
σ=0,5*(2*310+25)*4,5/(400*25)=0,145 МПа < 128 МПа

Расчет цилиндрических стенок.
Для толстостенных цилиндров:

440+2*25=490 мм
σ=(166,0-25)*4,5/(230*25)=0,36 МПа < 128 МПа


- рабочее давление, МПа
F- площадь проходного сечения,
f- площадь поперечного сечения стенок,
1,2- коэффициент запаса на неравномерность распределения напряжений.
4402=152048,60 мм2
(490+2*25)2-(π/4)*4402=76966,75 мм2
σ=1,2*152048,60*4,5/76966,75=10,67 < 128 МПа

1. Напряжение в сферической части с учетом действия давления среды и усилий вдоль шпинделя при закрывании:

- коэффициент, учитывающий влияние коррозии (=0,98).
σк=[4,5*620/(4*0,98*25)+304180,3/(π*620*0,98*25)]=34,85 < 128 МПа
2. Определение напряжения среза по диаметру в месте соединения коробки сальника со сферой (см.рис.1.5. эскиз крышки):

τ=[4,5*166,0/(4*0,98*25)+304180,3/(3,14*0,98*166,0*25)]=31,44 МПа
76,8 МПа
3. Определяются напряжения в поддерживающих ребрах по сечению А-А (см.рис.1.4.), пренебрегая влиянием заделки опорных площадок.

σраб=0,5*304180,3/(35*45)=96,57 < 128 МПа
Напряжение в опорах под стойку при изгибе их относительно ребра.

- изгибающий момент, где (l=0,5(a- )- плечо изгиба).

180*352/6=36750 х10-6 м3- момент сопротивления сечения(
- см.рис.1.4.)
l=0.5*(112,5-35)=38,75 мм
Мизг=0,25*304180,3*38,75=2946746 Нм
σизг=2946746/36750х10-6=80,18 < 128 МПа

4. Напряжение изгиба в ушках.

43705,4*16=87,41 Нм
8*(16-16/2)2/6=85,33 мм3
87,41/85,33=1,02 МПа < 128 МПа

3.2. Расчет стоек.
Сталь 25Л
В стойках колонковой конструкции проверяются величины напряжений в сечении А-А и Б-Б (см. рис. 1.3.).
Напряжения в сечении А-А.

- напряжение изгиба, МПа
- напряжение растяжения, МПа
В этих формулах - расчетное усилие вдоль шпинделя- берется по силовому расчету задвижки, Н
45*135+108*34=9720 мм2 - площадь сечения, подвергаемая растяжению
304180/(2*9720)=15,6 МПа
51,2 мм - расстояние от центра тяжести сечения тавра до оси B-B
- изгибающий момент в сечении А-А создаваемый усилиями образуемыми от крутящего момента и приложенными на наибольшем расстоянии от сечения А-А, Нм
850880 мм3 - момент сопротивления в сечении А-А (тавра)
3268,74/850880=0,00384 МПа,
15,6+0,00384=15,7 МПа
В сечении Б-Б возникает напряжение изгиба, равное (условно)

39,9 мм -плечо изгиба.
198,794*352/6=40587,2 мм3 - момент сопротивления в сечении Б-Б
0,5*180(4*1082+(135-34)2)0,5/108=198,794 мм
74,8 МПа < 103,9 МПа
В конечном итоге условие прочности проверяется по условию.
187/1,8=103,9 МПа

262,5
187 МПа

3.3. Расчет шпинделя.
Сталь 38Х2МЮА
Расчет сечений, работающих на растяжение или сжатие, проводится по методу допускаемых напряжений. Расчет сечения ведется по формуле.

- расчетная нагрузка, Н
dшпdшт=3.14*902/4-90*30=3658,5 мм - сечение шпинделя

σт=745 МПа,
σв=885 МПа,
- по таб. 4.2./1/,
- запас прочности для шпинделя (по таб.4.1./1/)
0,8418
1,8
745/1,8=413,9 МПа, доп=0,65доп.
Qрасч=Q0=304180,3 Н
1514213 МПа > 304180,3 МПа.
Расчет шпинделя на кручение:
Мрасч<доп.*Wk; Wk=Io-Iш;
Io=3,14*d3/32=3.14*903/32=143066,3 мм3, Iш=H*b2/6=90*302/6=13500,0 мм3,
Wk=143066,3-13500,0=129566,3 мм3,
Mk=доп*Wk=269,0x106*129566,3x10-9=34856,9 Нм,
Мрасч = max(M,М’)=4043683,6 Нмм;
4043,68<34856,9 МПа.
Расчет штифта на срез:
доп=доп*0,65=0,65*=269,0 МПа,
=Q0'/(0.5*3.14*dшт2)= 304180,3/(0.5*3.14*2)=218,6 < 269,0 МПа.

3.4. Расчет крышки сальника.
Сталь 25Л
Конструкция крышки и ее расчетная схема представлена на рис.1,4
90+4=94 мм
2*90=180 мм
24/2+1=25 мм.

Расчетные формулы для крышки сальника:

21852,7(230-94)/2=1485982 Нм,
43705/2=21852,7 Н
(180-94)*352/6=17558,3333 мм3
1485982/17558,3333=84,63
nt=2,3
240 МПа
240/2,3=104,3 МПа.