【《某闸板防喷器关键零部件的设计计算案例》6600字】

某闸板防喷器关键零部件的设计计算案例目录TOC\o"1-3"\h\u26511某闸板防喷器关键零部件的设计计算案例 ③将原本厚重的壳体以及侧门等经过计算削厚度，减轻其重量。图SEQ图\*ARABIC2.1原FZ35-70单闸板防喷器结构图原防喷器为手动与液压关闭只可以液动开启，现经简化设计后，防喷器可且仅可手动开关。其主要组成部分如下：闸板总成、壳体、闸板轴、锁紧轴、锁紧装置外壳、侧门以及四个主要的密封总成。关键零件设计2.1闸板总成本设计中闸板采用管柱闸板，形状为一个长圆形整体，由三个部分组成，分别为：闸板体、顶密封、前密封。顶密封与前密封胶芯分散开来形成两个部分，使用时可依据不同的破损情况进行单独更换。闸板的作用有：一是在锁紧轴旋转作用前进推动闸板轴从而推动闸板体前行前密封受挤压变形封堵管柱附件的空间，顶密封则与壳体间通过过盈配合形成顶部密封，从而形成初始密封；二是在井中具有压力的情况下，井部压力从闸板体后侧推动闸板总成的前密封进一步变形，同时井部压力从下部推动闸板体想上浮动紧紧靠着壳体上的横向通孔，从而形成的密封结构。2.1.1材料选择比如闸板体之类的处于内部的主要工作零件的材料可以选择25CrMnSi，查手册它的材料的性能如表2.125CrMnSi材料性能表所示。表2.SEQ表\*ARABIC125CrMnSi材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ25CrMnSi1080930269HB≥11%≥45%其他的顶密封与前密封则采用柔性的橡胶作为材料。2.1.2外形设计在此次设计中闸板体空腔及闸板体采用圆形，可以减少闸板体的应力集中。闸板体与闸板轴连接则采用内凹的T形卡槽连接，使闸板轴可以通过闸板他上部凹槽卡入闸板体。其与顶密封、前密封如图2.1闸板总成所示。图中闸板孔径为179.4mm，闸板孔通径两侧则各留有20.3mm宽的导向块。故整个闸板体直径为220mm的大圆体形。图SEQ图\*ARABIC3.1闸板总成2.1.3尺寸校核闸板体主要受力为合拢时受闸板轴挤压力作用；在打开时受闸板轴拉力作用于连接处，同时闸板体与闸板轴之间环形空腔受油压挤压。已知额定工作油压21MPa。合拢时按照API规定，在特殊情况下，防喷器可以支撑18°斜坡钻具200t，并能实现密封井压。其受力图如2.2闸板受力图所示：图2.2闸板受力图密封时闸板轴压力F:（3-1）N:悬挂钻杆时对闸板轴推力N井：井液对闸板轴推力（3-2）P井=21MPaD=220mm（3-3）式中：μ=0.75橡胶与钻杆的摩擦系数7故钻挂钻杆时对闸板轴受压力：（3-4）所以闸板体受力：闸板体与闸板轴接触处抗压强度校核：（3-5）式中：闸板轴接触面积：S接触面所受压力：F抗压强度：σ接触面面积S为闸板轴大端面积S闸板2的面积：S闸板2=3848.451mm2。（3-6）σ<[σs]即闸板体与闸板轴接触面抗压校核核格。打开时在打开时，闸板体靠近闸板轴侧与壳体形成空腔与井液连接。故闸板体受井液压力阻力。压面积为闸板体截面积减去闸板轴面积之差，但是现如今未确定闸板轴直径，故按闸板体截面积计算打开时拉力：（3-7）此时闸板体受液压阻力为：此时对闸板体与闸板轴接触处进行抗拉强度校核：此时接触面积为闸板轴大小端形成的圆环面积减去闸板轴凹槽与闸板轴大端之间轴卡入闸板时候的面积的面积之差S闸板3：（3-8）对其受力面积进行拉力校核：（3-9）σ1<[σb]即闸板体与闸板轴抗拉强度校核合格。2.2闸板轴总成2.2.1材料选择同闸板体材料相同，闸板轴材料采用25CrMnSi。查手册它的材料的性能如表2.125CrMnSi材料性能表所示。表2.125CrMnSi材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ25CrMnSi1080930269HB≥11%≥45%2.2.2外形设计闸板轴为连接闸板体与锁紧装置中的螺栓轴的轴体。其还与左（右）中间法兰与闸板轴之间的密封机构相连。其形状如图2.3闸板轴外形截图所示。图2.3闸板轴外形截图左侧较大一端圆台为与闸板体接触一端，其可以通过闸板体上侧卡槽与闸板体连接，从而推动闸板体前后运动，达到闸板总成开合的目的，而右侧卡槽则是与锁紧装置中的锁紧轴相连接。2.2.3轴校核观察图2.3闸板轴外形图可发现在锁紧轴大端与闸板轴接触的凹槽出最薄弱，即受拉压力时最危险的地方。利用锁紧轴大端尺寸得出闸板轴凹槽尺寸60mm。现依据前文中开启合拢时的所受压力F=728012.15N与拉力F1=798255.15N计算出凹槽处最小直径。通过抗拉强度以及抗压强度计算最小截面积S闸板：通过抗压强度计算：（3-10）通过抗拉强度计算：（3-11）通过抗压强度计算所需面积更大，可是在整个锁紧轴大端处于闸板轴的接触面受压力，即最薄弱的凹槽处侧面板不受压力作用。故现可止通过抗拉强度计算出的面积计算凹槽处直径：即外圆面积减去凹槽面积大于通过抗压强度计算的最小截面积S闸板1即可，凹槽面积为直径60mm的轴从侧面移入圆心形成的面积。（3-12）最后取闸板轴最小径为D闸板=76mm为减轻重量，可在距凹槽一定距离后适当减小凹槽与闸板轴大端之间的轴的直径。为防止此处轴直径减小过大产生的过大，在此处轴直径采用比锁紧轴退刀槽与大端之间直径D锁1=42mm略大的尺寸数据D闸板1=50mm。在闸板轴大端处受拉力作用。需要对其抗拉强度进行计算得出大端直径D闸板2。通过前文计算的最小面积为792.125mm2。同时通过凹槽与闸板轴大端之间的轴与闸板轴大端之间卡入闸板时形成的面积之差为计算大端直径，此面积之差为闸板打开时闸板轴与闸板之间的接触面积，即为受拉力时的接触面积。（3-13）最后取D闸板1=70mm。2.3锁紧装置锁紧装置与图2.4原FZ35-70防喷器结构图中的缸盖与锁紧轴相似，分为两个部分：锁紧轴与锁紧装置外壳。其中锁紧轴上有螺纹以及与闸板轴相似的圆台，可以放入闸板轴的卡槽中。同时锁紧轴旋转推动闸板轴前行实现闸板关闭、打开。外壳则与侧门通过螺栓连接，作用是定位与固定锁紧轴。图2.4原FZ35-70防喷器结构图2.2.1材料选择锁紧装置中的锁紧轴采用与前面受压零件相同的材料：它的材料性能如表2.125CrMnSi材料性能表所示。圆台形状的锁紧装置外壳的材料使用35CrMo，查手册它的材料性能如表2.235CrMo材料性能表所示。表2.125CrMnSi材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ25CrMnSi1080930269HB≥11%≥45%表2.235CrMo材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ35CrMo985830229HB≥12%≥45%2.2.2外形设计锁紧轴外形锁紧轴外形其结构均与闸板轴相似，不同点在于锁紧轴靠近外壳一端需要车外螺纹，以及顶端为四方状方便开合时对其进行旋转。如图2.5锁紧轴形状图所示：图2.5锁紧轴形状图锁紧装置外壳形状形状与液压缸缸盖相似为圆柱形其中部有一较高圆台，在中部圆台中为锁紧轴的螺纹孔。不过靠近侧门一端较厚，中间留有可供锁紧轴活动的柱形空腔，确且的说就只是一圆柱形的沉降孔较为准确。且在外侧有与锁紧轴外螺纹相对应的内螺纹。在外壳的外侧还拥有均匀排布的六个螺纹孔，方便锁紧装置与侧门进行螺栓连接。具体形状如图2.6锁紧装置外壳形状图所示：图2.6锁紧装置外壳形状图2.2.3锁紧轴计算校核锁紧轴螺纹牙强校核锁紧轴螺纹端拟采用梯形螺纹。前文2.1.3尺寸校核时计算出紧急情况下闸板轴以及锁紧轴受挤压力F=728012.15N，额定工作压力的工况时（21MPa油压时）在闸板打开时受拉力F1=798255.15N。即锁紧轴螺纹旋转合拢时，锁紧轴螺纹沿轴方向挤压受力F=728012.15N，打开时受拉力F1=798255.15N。此处以较大受力F1=798255.15N计算锁紧轴螺纹。根据CHRISTOFFER螺牙理论，螺纹的牙受力时只有前六道有用，第一道受37%的力，第六道受5%的力后面再长亦无用，且计算承载力时只计算外牙。螺纹危险截面最大承载力。最大承载力公式：（3-14）式中：抗拉强度：[σb]螺距：P牙根的宽：b=0.65P工作圈数：u外牙小径：D锁作用于螺杆的力：F每圈承受的平均压力：牙根的宽度：b采用梯形螺纹T48：P=8mm；D锁=40mm；b=0.65P=5.2mm；u=4计算最大承载力为：（3-15）由于FMAX>798255.15N依据最大承载力故采用T48标准梯形螺纹符合要求。由于需要轻量化设计，T48性能远远大于需求。现降低直径采用T40标准梯形螺纹：P=7mm；D锁=33mm；b=0.65P=4.55mm；u=6计算最大承载力为：由于FMAX>798255.15N故依据最大承载力采用T40标准梯形螺纹符合要求。梯形螺纹牙强校核螺纹牙危险截面剪切强度条件：（3-16）式中：抗拉强度：[σb]螺距：P通常剪切强度：[τ]=0.68[σb]牙根的宽：b=0.65P螺纹工作圈数：u外牙小径：D作用于螺杆的轴向力：F每圈螺纹承受的平均压力：计算螺纹剪切强度τ：（3-17）[σb]=1080MPa，故[τ]=0.68[σb]=1080×0.68=734.4MPaτ<[τ]螺栓剪切校合格。再对其进行抗拉强度计算：（3-18）式中：实际计算抗拉强度：σ1螺距：P通常剪切强度：[τ]=0.68[σb]牙根的宽：b=0.65P螺纹工作圈数：u外牙小径：D螺纹拉力：F1每圈螺纹承受的平均压力：f=0.5P计算得：根据第四强度理论有：（3-19）故σ<[σ]，锁紧轴螺纹强度满足使用要求锁紧轴螺纹退刀槽强度校核螺纹结尾处有1mm深退刀槽。故T40标准梯形螺纹小径32mm，切削退刀槽后退刀槽出直径D锁退=30mm。对其进行拉压的强度校核：压力：F=728012.15N拉力：F1=798255.15N退刀槽截面积S锁退：（3-20）抗压强度σ锁退校核：（3-21）由于σ>[σs]，即30mm退刀槽抗压强度不合格。现对其抗拉强度σ锁退1进行校核：（3-22）故σ锁退1>[σb],T40标准梯形螺纹的退刀槽处抗拉强度不合格现增大锁紧轴。采用先前的T48标准梯形螺纹进行计算校核：螺纹结尾处有1mm深退刀槽。故T48标准梯形螺纹小径39mm，切削退刀槽后退刀槽出直径D锁退=37mm。对其进行拉压的强度校核：采用T48时退刀槽截面积：（3-23）退刀槽处抗压强度校核：（3-24）故σ锁退<[σS],T48标准梯形螺纹的退刀槽处抗压强度合格。现对其抗拉强度σ锁退1进行校核：（3-25）故σ锁退1<[σb],T48标准梯形螺纹的退刀槽处抗拉强度合格。在退刀槽与锁紧轴大端之间的轴直径略比退刀槽直径大便可，即采用D锁1=42mm。锁紧轴与闸板轴连接处拉压计算合拢时锁紧轴与闸板轴连接处为一T形圆台。其在闸板合拢时受压力，打开时受拉力作用。其受力大小如前文2.1.3尺寸校核时计算出紧急情况下闸板轴以及锁紧轴受挤压力F=728012.15N，额定工作压力的工况时（21MPa油压时）在闸板打开时受拉力F1=798255.15N。合拢时受压力728012.15N，计算锁紧轴大小。通过螺纹T48可得轴外径49mm。现设锁紧轴退刀槽与大端之间直径D锁1=42mm，T形圆台大端直径D锁2=60mm进行轴的拉压计算：最大压力：F=728012.15N锁紧轴大端面积S锁：锁紧轴抗压强度σ锁校核：由于σ锁<[σS],即锁紧轴满足使用需求。打开时在打开时受阻力大小F阻为：F阻=798255.15N打开时只有大端外围突出部分减去退刀槽与大端之间的轴放入的闸板轴时形成的面积剩余的面积受力。面积图如图2.7锁紧轴与闸板轴连接面积图所示图2.7锁紧轴与闸板轴连接面积图其面积S锁1：（3-26）对其抗拉强度σ锁1校核：故σ锁1<[σb]，即锁紧轴大端满足使用要求。2.2.4锁紧装置外壳螺纹最大承载计算校核前文已经确定轴采用T48标准梯形螺纹的形状尺寸。梯形螺纹T48：螺距P=8mm；小径D锁=40mm；牙根宽b=0.65P=5.2mm；螺纹圈数u=4。锁紧轴外壳与锁紧轴一样只受轴向力作用。因此现仅仅对其最大承载力做校核。最大承载力公式：带入T48标准梯形螺纹数据：螺距P=8mm；小径D锁=40mm；牙根宽b=0.65P=5.2mm，以及锁紧装置外壳材料抗拉强度[σb]=985MPa有：故在额定载荷时拉力最大为798255.15N<FMAX=1182322.719N。即锁紧装置外壳最大承载能力核格。2.2.5锁紧装置外壳与侧门螺栓连接设计计算通过前面2.2.2锁紧轴装置外形设计中的锁紧轴装置外壳形状可知此处有六个螺栓连接，且六个螺栓呈圆形均匀分布在锁紧装置外壳上。现已知锁紧装置在闸板合拢时，锁紧轴会给予锁紧装置一个向外的推力。即连接锁紧装置外壳与侧门的螺栓会受到拉力作用，拉力等于锁紧轴此时所受压力F=728012.15N。现计算的每个螺栓受力F2=121335.358N。现采用40Cr作为螺栓材料，其性能如表2.340Cr材料性能表。表2.340Cr材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ40Cr980785207HB≥9%≥45%现根据螺栓所受拉力以及螺栓抗拉强度计算螺栓的最小截面积，并且参考国标选这螺栓。由于螺栓仅在打开开时受拉力作用，平时仅受预紧力作用故而采用普通粗牙螺栓即可。计算最小截面积（危险截面积）已知每个螺栓受力F2=121335.358N，抗拉强度σb=980MPa。查机械设计课本螺栓危险截面的拉伸强度条件公式（课本式5-31）有：（3-27）式中：螺栓受力：F计算抗拉强度：σca螺栓小径：d1现依据抗拉强度最小截面积S2为：（3-28）现依据最小截面积计算出螺栓小径d1=12.556mm故现选用小径14mm的普通粗牙螺栓M18其长度为112mm。2.4壳体设计计算2.4.1材料选择与前文相同，外壳材料采用35CrMo，查手册其主要性能如表2.235CrMo材料性能表所示。表2.235CrMo材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ35CrMo985830229HB≥12%≥45%壳体材料的许用应力[σ]计算：根据API16A规定，设计许用应力如下：（3-29）式中：设计应力强度（额定压力）：[σ]指定材料最小屈服强度：σs=830 MPa2.4.2外形设计防喷器壳体为长方体柱形，其内部横向拥有与闸板体直径相同的圆柱形空间，纵向则为比管柱稍大的柱形空间。在壳体侧面为连接侧门的螺栓孔。具体如图2.8壳体形状图所示。图2.8壳体形状图2.4.3额定工作压力下壳体计算此次壳体设计的主要依据是《ASME锅炉及压力容器规范国际性规范》第Ⅷ卷第二册、API16A20th。主要技术参数如表2.4壳体主要技术参数表表SEQ表\*ARABIC3.4壳体主要技术参数表公称通径7in（179.4mm）防喷器工作压力21MPa(3000psi)1.下法兰圆筒体（下法兰轮毂）厚度校核计算：拟建法兰筒体外直径400mm，内直径179.4mm，因此系数C为：（3-30）式中：法兰筒体外直径R法兰筒体内直径r根据API16A确定许用应力[σ]为：法兰圆筒体部分强度计算由内压引起的一次加二次应力强度的最大值发生在内表面处：（3-31）故σ<[σ]=552.333MPa。法兰圆筒体部分强度合格。由于轻量化的要求，现继续缩小法兰筒体外直径。通过上式倒求内外径系数C有：（3-32）式中：许用应力：[σ]工作额定压力（井压）：P井法兰筒体外直径内直径系数比：C计算出系数C为：1.082现适当扩大系数C=1.3。现计算外直径为R=232.22mm。为了计算加工较为方便，现将外直径正大为整数R=235mm。2.壳体侧门圆形筒体强度计算已知侧门圆形筒体直径D=220mm，工作额定压力P井=21MPa。采用方形外壳内圆形筒体。现为轻量化，将方形外壳的四个角进行倒大圆，将其近似的看成一个圆形，即类似一圆柱形管。查阅ASME锅炉及压力容器规范VIII-1压力容器建造规则2019中文版全文圆筒形壳体的最小厚度或者最大许用工作压力下受环向应力或者纵向应力按下两公式计算后取大值：环向应力：（3-33）式中：设计内压力（额定工作压力，即井压）：P井壳内孔半径（与闸板体直径相同）：D最大许用应力：[σ]壳体厚度：H焊接接头系数或孔拍削弱系数：E由于此处并未采用焊接与开孔，故焊接与开孔造成的焊接接头系数或孔拍削弱系数E直接忽略或者记为1。带入数据进入上述环向应力的壳体厚度计算公式计算有：纵向应力：（3-34）带入数据进入上述纵向应力的壳体厚度计算公式计算有：通过上两个公式计算的厚度去较大的为壳体厚度，为方便加工计算，现将其这么增大为整数：H=10mm故现可得横向的方形壳体的边长为230mm，现为了方便加工与美观，现将横向的长方形壳体边长与下法兰体直径相同为235mm。由于侧门需要固定在壳体上，现在将壳体横向截面宽度增加至400mm，上面的防喷器法兰亦是需要固定在横向的壳体部位，故横向壳体截面长度增加为600mm。2.5侧门设计计算2.5.1材料选择与前文相同，侧门材料采用35CrMo，查手册其主要性能如表2.235CrMo材料性能表所示。表2.235CrMo材料性能表材料抗拉强度σb屈服强度σs硬度伸长率δ5断面收缩率ψ35CrMo985