Расчетная часть-Расчет привода шиберной задвижки-Курсовая работа-Дипломная работа-Оборудование для добычи и подготовки нефти и газа

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

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∙tanα∙sin〖δ_1 〗=69940∙tan〖〖45〗^° 〗∙sin14=16920 Н=16,9 кН

Радиальная сила на шестерне
F_r1=F_t∙tanα∙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 .