Определение осевой силы на шпинделе

а) Самоуплотнение

, (8)

Соблюдение неравенства (1) служит достаточным основанием для расчета осевой силы на шпинделе.

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

Реакции R₂₃ и R₂₄ (риc.1) в данном случае пренебрежимо малы

, (9) где f – коэффициент трения на поверхности уплотняющих колец f=0,25;

q – из условия (5) (кг/см²);

d_шп – средний диаметр нарезки шпинделя (см. прил.1 и ГОСТ 9484-68).

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:

, (10) Расчетной осевой силой будет большая из сил: F_откр или F_закр.

б) Уплотнение с поджатием

Если условие (1) не выполняется, т.е. q<[q], то необходимо обеспечить герметичность за счет давления среды и дополнительного прижатия за счет клина.

Дополнительное давление определяется из условия (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.

 , (11) где ;

- угол скоса дисков;

- приведенный угол трения на поверхности между клином и дисками;

- приведенный коэффициент трения между кли­ном и дисками, поверхности которых не обработаны.

Силы трения на уплотнительных поверхностях определяются из условий

;

, (12)

Осевая сила на шпинделе при закрывании в этих условиях будет равна

, после преобразований

, (13) Осевая сила при открывании определяется по уравнению

, (14) Во избежание потери работоспособности элементов задвижки под действием максимальной осевой силы необходимо проделать прове­рочный расчет передачи винт-гайка и кулачков соединительной муфты.

Проверочный расчёт элементов задвижки

а) Расчет бурта гайки на износоустойчивость по удельному давлению;

, (15) где F_max - наибольшее осевое усилие на винте (кг);

d₁₁ - внешний диаметр бурта (см. прил.1);

d₉ - внутренний диаметр бурта (см).

Для увеличения износоустойчивости бурта стальной гайки предусматривается установка бронзовой шайбы.

Нормы удельного давления для бурта

Таблица 3

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 Д_y = 300 мм - № 811З ГОСТ’овский номер подшипника.

Для Д_y = 350 мм и Д_y = 400 мм № 8114.

В этих случаях расчет бурта гайки на износоустойчивость не проводится.

б) Расчет бурта гайки на срез:

, (16) где h_б - высота бурта, равная (прил.1);

[τ]_ср - допустимое напряжение на срез для материала бурта.

Для стали 45 - [τ]_ср = I200 кг/см².

в) Расчет элементов резьбы гайки:

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

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

Расчет элементов резьбы на износоустойчивость по удельному давлению:

, (17) где z – число витков резьбы в гайке, ;

l₈ – высота гайки (прил.1);

S – шаг резьбы;

f_см – поверхность смятия витка ходовой резьбы;

;

d₁₇ – наружный диаметр резьбы винта (прил.1);

d₁¹ – внутренний диаметр резьбы гайки (ГОСТ 9484-68).

Расчет элементов резьбы гайки на срез:

, (18)

Допустимые удельные давления и напряжения среза • в резьбе (работа со смазкой)

Таблица 4

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

Расчет шпинделя

Шпиндель работает в сложном напряженном состоянии (кручение и сжатие, кручение и растяжение), поэтому размеры сечения шпинделя, изготовляемого из стали, целесообразно определять, пользуясь теорией наибольших касательных напряжений. (III теория).

При закрывании задвижки шпиндель работает на сжатие и кручение. , (19) , (20) , (21) где d₂ – средний диаметр нарезки винта (ГОСТ 9484-68);

α – угол подъема винтовой линии нарезки;

;

K – заходность шпинделя;

S – шаг нарезки;

ρ^* – приведенный угол трения винтовой пары;

; ;

β – для трапецеидальной нарезки 15°;

f_b – коэффициент трения для материалов сталь-бронза 0,12+0,15.

Условие прочности шпинделя.

, (22) [σ]_p – допустимое напряжение.

Для стали СТ 5 [σ]_p = 1650 кг/см²;

Для стали 2Х13 [σ]_p = 2200 кг/см².

При открывании винт работает на кручение и растяжение, и расчет аналогичен предыдущему, только в уравнение (21) вместо T_Взакр следует подставить T_Воткр.

,(23); ; .

Проверка кулачков соединительной муфты

Работоспособность кулачков сцепных муфт определяется в ос­новном их износом, который, зависит от величины напряжений смятия на поверхностях контакта. Эти напряжения рассчитываются прибли­женно, считая, что нагрузка распределяется равномерно между ку­лачками:

, (24) k=1,2÷1,5 - динамический коэффициент режима работы задвижки.

Из приложения I определяется:

z – число кулачков сцепной муфты задвижки (z=5);

– средний диаметр кулачков;

l₁₀ – высота кулочков(см. прил.1);

– ширина кулчков(см. прил.1).

[σ]_см для сталей типа 15Х, 20Х, 40Х и других, применяющихся для изготовления кулачковых муфт. [σ]_см = 500÷700 кг/см² (включение на тихом ходу).

Кроме того, кулачки соединительных муфт проверяются на из­гиб:

, (25) где см³,

.

Если в результате проделанного проверочного расчета какой-либо из элементов задвижки не удовлетворяет условиям прочности, то необходимо по согласованию с консультантом выбрать другой способ герметизации или более прочные материалы.

При положительном результате проверки максимальная осевая сила на шпинделе принимается за исходную при определении рас­четного момента на выходном валу редуктора. При закрывании за­движки

, (26)

T_Взакр – определяется по уравнению (21);

T_Бзакр – момент трения (кг.см) на торцевой поверхности бурта гайки,

, (27) d₁₁ и d₉ – см. прил. 1.

Значения коэффициента трения f_б для материалов сталь-бронза - 0,12÷0,15.

При больших условных проходах (Д_y > 250 мм) для воспри­ятия осевой нагрузки ставится упорный подшепни» качения. В этих случаях в формулу (27) подставляют приведенный: коэффициент трения, который ориентировочно можно принять равным 0,01.

При открывании задвижки расчетный момент на выходном валу редуктора определяется из выражения

, (28) Здесь T_в0 определяется по уравнению (23)

, (29) где .

В качеств расчетного принимают больший, из моментов - T_max.

Потребная мощность на выходном валу.

Потребная мощность на выходном валу определяется из выражения

, (30) где n_вых – число оборотов в минуту выходного вала редуктора.

, (31) где V – скорость перемещения шпинделя (мм/сек);

k’ – заходность нарезки шпинделя (прил.1);

S – шаг нарезки шпинделя (мм) (прил.1).

Выбор электродвигателя

Перемещением запорного органа задвижки управляет электро­привод.

Редуктор служит для уменьшения скорости вращения выходно­го вала.

Использование электропривода с элементами защиты и блоки­ровки позволяет осуществить открывание и закрывание прохода в арматуре с пульта управления, автоматическое отключение электро­двигателя при достижении максимального крутящего момента на выходном валу, автоматическую остановку запорного органа задвиж­ки в конце открывания, электрическую блокировку электропривода с работой других приводов и механизмов.

Электродвигатель выбирается по мощности на выходном валу редуктора и числу оборотов.

Для приводов арматуры чаще всего используются трехфазные электродвигатели типа АОС, обдуваемые с повышенным скольжением во фланцевом исполнении. Они считаются наиболее пригодными для периодической работы при наличии ударных нагрузок. Двигатели этого типа допускают значительное превышение пускового момента по сравнению с номинальным. Коэффициент кратности пускового мо­мента у асинхронных двигателей φ может колебаться от 1,8 до 2,5.

Нагрузка на электродвигатель, управляющий запорными задвижками, кратковременна (соответствует длительности открыва­ния; или закрывания), поэтому выбор двигателя целесообразно про­изводить с учетом коэффициента кратности пускового момента.

Номинальная мощность двигателя определяется из соотношения

, (32) где N_вых – мощность на выходном валу редуктора (кВт);

(33)

η₁ – КПД I ступени;

η₂ – КПД II ступени и т.д., см. (1);

φ – коэффициент кратности пускового момента, выбираемый по данным каталогов.