Расчетная часть-Расчёт клиновой задвижки ЗКЛ-80-35 с выдвижным шпинделем-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

Расчетная часть-Расчёт клиновой задвижки ЗКЛ-80-35 с выдвижным шпинделем: Расчет показателей надежности, Оценка технологичности изделия-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

6 Расчет задвижки

Исходные данные:
р – условное давление, принимаем равным 35 МПа;
Dв – внутренний диаметр уплотнительного кольца, принимаем равным 104 мм;
Dн – наружный диаметр уплотнительного кольца, принимаем равным 124 мм;
b – ширина уплотнительного кольца, принимаем равной 10 мм;
h – высота сальника, принимаем равной 8,4 мм;
Rс – средний радиус опорного заплечика втулки или радиус до центра шариков подшипника, принимаем равным 38 мм;
rс – средний радиус резьбы, принимаем равным 13,03 мм;

6.1 Расчёт клиновой задвижки с выдвижным шпинделем


Рисунок 17 - Схема сил действующих на клин

Наибольшее осевое усилие на шпинделе возникает в момент закрытия задвижки, когда на клин со стороны входа среды действуют следующие силы (рисунок 17).
Сила гидростатического давления среды:

  (6.1.1)

где р – условное давление;
Dв – внутренний диаметр уплотнительного кольца;
b – ширина уплотнительного кольца;

Подставим исходные данные и получим:
Реакция N1 уплотнительной поверхности корпуса со стороны входа среды, которую рассчитывают по обеспечивающей герметичность удельной нагрузке на уплотнительной поверхности:

.  (6.1.2)

где Dн – наружный диаметр уплотнительного кольца;
q примем равной

Сила трения:

;     (6.1.3)

где f – коэффициент трения на уплотнительной поверхности (примем f=0,15);
В момент закрытия клин прижимается к уплотнительной поверхности со стороны входа среды под действием сил Р, N1 , F1 и на уплотнительной поверхности со стороны выхода среды возникают реакция N2 и сила трения , действующие на клин. На клин также действуют сила давления шпинделя Q и сила тяжести G, направленные по оси y – y.
Из условия равенства нулю суммы проекций на ось x – x всех сил, действующих на клин,

;   (6.1.4)

можно определить силу

;       (6.1.5)

Принимают α = 50, поэтому, учитывая малую величину sinα, найдем

;    (6.1.6)

Усилие Qк, которое нужно приложить к оси шпинделя для преодоления сил, действующих на клин, определяют из условия равенства нулю суммы проекций на ось y – y всех сил, действующих на клин:

;  (6.1.7)

Учитывая, что , получаем:

;   (6.1.8)

или при α = 50 и f = 0,15

;       (6.1.9)

Так как G мы измерить не можем, то принимаем её равной 394,94 Н, тогда:
.

Усилие на шпинделе, необходимое для преодоления трения в сальниках, равно:

; (6.1.10)

где dш – диаметр шпинделя, dш = 32 мм;
h – высота сальника h = 8,4 мм;
f = 0,1 – коэффициент трения;

Усилие на шпинделе от внутреннего давления на торец шпинделя:

.    (6.1.11)

Следовательно, суммарное осевое усилие, сжимающее шпиндель:

.  (6.1.12)

Момент трения, возникающий в резьбе:

.

где rc – средний радиус резьбы;
α1 – угол подъёма нарезки;
φ = 60 – угол трения;
Крутящий момент M, который необходимо приложить к маховику, чтобы закрыть задвижку, складывается из момента трения в резьбе M1 и момента трения в подшипнике втулки шпинделя M2:

;.   (6.1.13)
Момент трения в подшипнике втулки:
.   (6.1.14)
где Rc – средний радиус опорного заплечика втулки, или радиус до центра шариков подшипника;
f – коэффициент трения (f = 0,1 – 0,15 для опоры скольжения и
f = 0,01 для опоры качения), принимаем f = 0,12;
Уплотнительные кольца клина и корпуса рассчитывают на удельное давление. Наибольшая сила прижатия на уплотнительных поверхностях N2 возникает со стороны выхода среды. Давление на уплотнительных поверхностях:

  (6.1.15)

где Dн и Dв – внутренний и наружный диаметры уплотнительного кольца.
Для колец из коррозионностойкой стали удельное давление не должно превышать 40 – 60 МПа, для колец из бронзы - 16 МПа, для колец, наплавленных твёрдым сплавом, - 60 МПа.

6.2 Расчет показателей надежности

1 Определим вероятность безотказной работы P(t) клиновой задвижки, работающего в нормальном режиме, при известной наработке t=200ч. и интенсивности отказов 1/ч
Вероятность безотказной работы P(t) определим по формуле экспоненциального закона:
     (6.2.1)

2 Определим вероятность безотказной работы P(t) клиновой задвижки после модернизации, работающего в нормальном режиме, при известной наработке t=300ч. и интенсивности отказов 1/ч
Вероятность безотказной работы P(t) определим по формуле экспоненциального закона:
     (6.2.2)

Увеличение вероятности безотказной работы составляет 1,08 раза, т. е. на 7,89%.

6.3 Оценка технологичности изделия

Оценку технологичности конструкции изделия (ТКИ) проводим по методу учета масс.
Исходные данные:
Трудоёмкость, нормо-час/кг, массы изделия, Та – 1,2
Удельная материалоемкость, кг/кг изделия, g – 4,5
Удельная технологическая себестоимость, руб./т, Са -
Масса клиновой задвижки до модернизации, кг, Mа – 129
Масса клиновой задвижки после модернизации, кг, Mu - 125
Срок службы, тыс.ч. Tc - 3000
Удельная технологическая стоимость клиновой задвижки, Q - 136,8

Определим при помощи MathCAD:
Трудоёмкость:
      (6.3.1)
Коэффициент материалоемкости
,       (6.3.2)
Тогда

Материалоемкость аналога:
    (6.3.3)
Материалоемкость проектируемого изделия:
     (6.3.4)
Удельная материалоемкость аналога, отнесенная к часовому расходу и сроку службы:
   (6.3.5)
Удельная материалоемкость нового изделия при сохранении потребного расхода:
  (6.3.6)

В результате оценки ТКИ удельная материалоемкость нового изделия при сохранении потребного расхода уменьшится на 4% по сравнению с удельной материалоемкости аналога отнесенной к суточной добыче и сроку службы.

7 Модернизация клиновой задвижки
Предлагаемый клиновой затвор задвижки отличается от известных тем, что на клине (на одной или обоих уплотнительных поверхностях) устанавливаются диафрагмы, выполненные в виде плоских шайб, которые плотно (например, сваркой) соединяются с приливом в центре клина, что облегчает подгонку угла клина к углу уплотнительной поверхности корпуса и увеличивает герметичность задвижки.

6.4 Расчет резьбовых соединений

Исходные данные:
d – наружный диаметр резьбы, равный 24 мм;
z – количество шпилек на фланце, равно 8;
р – условное давление, принимаем равным 35 МПа;
Р – шаг резьбы, 2 мм;
- предел прочности, равный 400 МПа;
- предел текучести 240 МПа.
- допускаемое напряжение при растяжении, равное 200 МПа;
- допускаемое напряжение при смятии, равное 300 МПа;
- допускаемое напряжение при срезе, равное 300 МПа

Расчетная площадь поперечного сечения резьбового стержня
    (6.4.1)
Сила действующая на шпильку
.     (6.4.3)
Напряжение на смятие резьбового соединения