3.1 Определение осевой силы на шпинделе

а. Самоуплотнение

кгс/см² (3.8)

Соблюдение неравенства (3.1) служит достаточным основанием для расчёта осевой силы на шпинделе.

Сила на шпинделе при закрывании задвижки P_закр должна преодолевать силы трения на уплотняющих поверхностях диска 4 и корпуса, а также выталкивающую силу давления среды на шпиндель F_выт.

Реакции R₂₃ и R₂₄ (риc. 2.2) в данном случае принебрежимо малы.

, (3.9)

где f – коэффициент трения на поверхности уплотняющих колец f = 0,25; q – из условия (3.5), кг/см²; d_шп – средний диаметр нарезки шпинделя (см. прил. 1 и ГОСТ 9484–81).

Сила при открывании задвижки отличается от силы при закрывании, так как коэффициент трения при трогании с места f₀ больше коэффициента трения при движении.

Сила при открывании:

. (3.10)

Расчётной осевой силой будет большая из сил: F_откр или F_закр.

б. Уплотнение с поджатием

Если условие (3.1) не выполняется, т.е. q < [q], то необходимо обеспечить герметичность за счёт давления среды и дополнительного прижатия за счёт клина.

Дополнительное давление определяется из условия (3.7).

Осевая сила на шпинделе должна преодолевать силы трения на уплотняющих кольцах T₀₃ и T₀₄, а также вертикальные составляющие реакций (распорных сил) R₂₃ и R₂₄, и F_выт. Горизонтальные составляющие реакций R₂₃ и R₂₄ (они равны) определяются дополнительным удельным давлением q_доп.

Сила дополнительного поджатия:

, (3.11)

где ; ρ* = arctgf* – приведенный угол трения на поверхности между клином и дисками, поверхности которых обработаны; f* = 0,35 – приведённый коэффициент трения между клином и дисками; φ = 20° – угол скоса дисков;.

Силы трения на уплотнительных поверхностях определяются из разных условий:

,

. (3.12)

Осевая сила на шпинделе при закрывании в этих условиях будет равна:

,

после преобразований

. (3.13)

Осевая сила при открывании определяется по уравнению

. (3.14)

Во избежание потери работоспособности элементов задвижки под действием максимальной осевой силы необходимо провести проверочный расчёт передачи винт-гайка и кулачков соединительной муфты.

3.2 Проверочный расчёт элементов передачи винт-гайка

а. Расчёт бурта гайки на износоустойчивость по удельному давлению

, (3.15)

где F_max – наибольшее осевое усилие на винте, кг; d₁₁ – внешний диаметр бурта, см (см. прил. 1); d₉ – внутренний диаметр бурта, (см. часть 2 табл. 5).

Для увеличения износоустойчивости бурта стальной гайки предусматривается установка бронзовой шайбы.

Таблица 3.1

Нормы удельного давления для бурта

Материал шайбы	Удельное давление [q]б
Бронза	300 кг/см2

При больших условных проходах осевые силы получаются значительными по величине, поэтому для восприятия осевой, нагрузки ставится упорный подпятник качения.

Для D_y = 300 мм – № 811З, номер подшипника по ГОСТ.

Для D_y = 350 мм и D_y = 400 мм – № 8114.

В этих случаях расчёт бурта гайки на износоустойчивость не проводится.

б. Расчет бурта гайки на срез:

, (3.16)

где h_б = l₈ – (l₇ + l₆) – высота бурта (см. часть 2 табл. 5); [τ]_ср – допустимое напряжение на срез для материала бурта (для стали Ст. 45 – [τ]_ср = 1200 кг/см²).

в. Расчёт элементов резьбы гайки.

Проверочному расчёту подлежит высота гайки, габариты ходовой резьбы и толщина стенки гайки.

Потеря работоспособности гайки происходит в результате износа её рабочей поверхности или среза витков по наружному диаметру шпинделя.

Расчёт элементов резьбы на износоустойчивость по удельному давлению:

, (3.17)

где z = l₈/S – число витков резьбы в гайке; l₈ – высота гайки (прил. 1); S – шаг резьбы; f_см – поверхность смятия витка ходовой резьбы, f_см = π/4[d₁₇² – (d₁¹)²]; d₁₇ – наружный диаметр резьбы винта (прил. 1); d₁¹ – внутренний диаметр резьбы гайки (ГОСТ 9484–81); [q] – допустимое удельное давление (см. табл. 3.2)

Расчёт элементов резьбы гайки на срез:

, (3.18)

Таблица 3.2

Допустимые удельные давления и напряжения среза

в резьбе (работа со смазкой)

Материал гайки		[q], кг/см2	[τ]ср, кг/см2
Латунь	58-2-2	200	500
Бронза БрАЖМц	10-3-1,5	300	600
Бронза БрАЖН	11-6-6	300	1000