Технический комитет по стандартизации
«Трубопроводная арматура и сильфоны» (ТК 259)

Акционерное общество «Научно-производственная фирма
«Центральное конструкторское бюро арматуростроения»

СТАНДАРТ ЦКБА

СТ ЦКБА 115-2015

Арматура трубопроводная

КРАНЫ ШАРОВЫЕ

Методика силового расчета

НПФ «ЦКБА»
2017

Предисловие

1 РАЗРАБОТАН Акционерным обществом «Научно-производственная фирма «Центральное конструкторское бюро арматуростроения» (АО «НПФ «ЦКБА»)

2 УТВЕРЖДЁН И ВВЕДЁН В ДЕЙСТВИЕ Приказом от «26» марта 2015 г. № 18

3 СОГЛАСОВАН Техническим комитетом по стандартизации «Трубопроводная арматура и сильфоны» (ТК 259)

4 ВВЕДЕН ВПЕРВЫЕ

5 ПЕРЕИЗДАНИЕ в 2017 году с учетом Поправки № 1 и изменения № 1

СОДЕРЖАНИЕ

1 Назначение и область применения. 2

2 Нормативные ссылки. 2

3 Термины и обозначения. 2

4 Описание расчетных моделей. 3

5 Основные соотношения. 6

6 Порядок расчета крана с плавающей пробкой. 10

7 Порядок расчета крана с пробкой в опорах. 13

Приложение A (справочное). Пример силового расчета крана с плавающей пробкой. 15

Приложение Б (справочное). Пример силового расчета крана с пробкой в опорах. 17

 

СТ ЦКБА 115-2015

СТАНДАРТ ЦКБА

Арматура трубопроводная

КРАНЫ ШАРОВЫЕ

Методика силового расчета

Дата введения - 01.07.2015

1 Назначение и область применения

Настоящий стандарт распространяется на краны шаровые, имеющие конструкцию с плавающей пробкой, или пробкой в опорах.

Стандарт содержит методики расчета усилий и моментов, необходимых для обеспечения герметичности крана в затворе и для управления краном.

Стандарт может применяться при разработке кранов шаровых для трубопроводов различного назначения.

2 Нормативные ссылки

2.1 В настоящем стандарте использованы ссылки на следующие нормативные документы:

ГОСТ 24856-2014 Арматура трубопроводная. Термины и определения

СТ ЦКБА 037-2006 Арматура трубопроводная. Узлы сальниковые. Конструкция, основные размеры и технические требования

СТ ЦКБА 057-2008 Арматура трубопроводная. Коэффициенты трения в узлах арматуры

СТ ЦКБА 072-2009 Арматура трубопроводная. Крутящие моменты и размеры маховиков и рукояток

СТ ЦКБА 086-2010 Арматура трубопроводная. Технические данные и характеристики для силовых расчетов

3 Термины и обозначения

3.1 В настоящем стандарте применены термины по ГОСТ 24856.

3.2 В настоящем стандарте применены следующие обозначения:

b - ширина поверхности уплотнения в затворе, мм;

D - диаметр шаровой поверхности пробки, мм;

Dб - диаметр бурта шпинделя, мм;

Dоп - диаметр цапф пробки в кранах с пробкой в опорах, мм;

Dс - диаметр поверхности уплотнения седла у крана с пробкой в опорах, мм;

Dшт - диаметр шпинделя на участке уплотнения (сальником или кольцами), мм;

d - диаметр окружности, называемой линией уплотнения, ограничивающей эффективную площадь уплотнения в затворе, мм;

dв - диаметр внутренний поверхности уплотнения в затворе, мм;

dн - диаметр наружный поверхности уплотнения в затворе, мм;

Н - высота набивки сальника, мм;

h - ширина канавки в уплотнении шпинделя, мм;

n - количество уплотнительных колец в уплотнении шпинделя;

kпр - коэффициент запаса по максимальному моменту на приводе;

kн - коэффициент запаса по настройке привода;

kу - коэффициент запаса по герметичности крана в затворе;

Mб - крутящий момент для преодоления сил трения в бурте шпинделя, Н∙мм;

Мз - крутящий момент для преодоления трения в затворе, Н мм;

Мк - максимальный крутящий момент на выходном валу крана, необходимый для поворота пробки, Н мм;

Мк0 - крутящий момент холостого хода, Н мм;

Моп - крутящий момент для преодоления сил трения в опорах пробки (в кранах с пробкой в опорах), Н мм;

Мн - крутящий момент настройки привода, Н мм;

Мпр - максимальный крутящий момент, развиваемый приводом, Н мм;

Мшт - крутящий момент для преодоления сил трения в уплотнении шпинделя, Н мм;

Р - расчетное давление, МПа;

ΔPк - максимальный перепад давления среды на кране (между входным и выходным патрубками), МПа;

ΔРс - максимальный перепад давления среды на седле (между патрубком и внутренней полостью в кранах с пробкой в опорах), МПа;

Q - усилие на пробку в уплотнении затвора, Н;

Qб - усилие выталкивания шпинделя, действующее на бурт, Н;

Qп - необходимое усилие поджатия седла или уплотнительного кольца, Н;

Qск - усилие на пробку от максимального перепада давления среды на кране, Н;

Qсс - усилие на пробку от максимального перепада давления среды на седле, Н;

Qy - необходимое усилие уплотнения затвора при максимальном перепаде давления среды, Н;

Qy0 - необходимое усилие уплотнения затвора при отсутствии перепада давления среды, Н;

q - удельное давление в уплотнении, нормальное к поверхности пробки, МПа;

qу - удельное давление в уплотнении, необходимое для герметичности в затворе при максимальном перепаде давления среды, МПа;

qу0 - минимально необходимое удельное давление в уплотнении затвора, МПа;

α - половина центрального угла с вершиной в центре пробки, определяющего положение средней линии уплотнения на поверхности пробки, рад;

μ, μоп - коэффициенты трения в затворе и в опоре пробки;

μшт, μб - коэффициенты трения в уплотнении шпинделя и в бурте шпинделя.

4 Описание расчетных моделей

4.1 В настоящем стандарте рассматриваются краны шаровые двух конструктивных типов - с плавающей пробкой (рисунок 1) и с пробкой в опорах (рисунок 2).

В кранах обоих типов герметичность в затворе создается усилиями, действующими между пробкой и уплотнительными кольцами или седлами; эти усилия имеют две составляющие.

Первая составляющая усилий взаимодействия - это усилие поджатия. В кранах с плавающей пробкой усилие поджатия уплотнительных колец к пробке обычно создается затягом шпилек соединения корпус - патрубки. В кранах с пробкой в опорах усилие поджатия седел к пробке создается с помощью пружин.

Вторая составляющая усилий, влияющих на герметичность, зависит от перепада давления в закрытом положении крана. В кранах с плавающей пробкой герметичность зависит от усилия Qск, вызванного перепадом давления на кране ΔРк, то есть разностью давлений между входным и выходным патрубками. В кранах с пробкой в опорах герметичность зависит от усилия Qcc, вызванного перепадом давления на седле ΔРс, то есть между патрубком и внутренней полостью крана. В этих кранах усилие Qск передается через опоры на корпус и не влияет на герметичность в затворе.

1 - пробка; 2 - уплотнительное кольцо; 3 - обойма; 4 - шпиндель; 5 - сальник

Рисунок 1 - Кран шаровой с плавающей пробкой

1 - пробка; 2 - опора; 3 - седло; 4 - обойма с пружинами; 5 - шпиндель;
6 - уплотнительное кольцо шпинделя

Рисунок 2 - Кран шаровой с пробкой в опорах

Усилие Qск определяется как произведение перепада давления ΔРк на площадь круга, ограниченного линией уплотнения в затворе. Усилие Qcc определяется как произведение перепада давления ΔРс на площадь кольца, ограниченного двумя окружностями, первая из которых есть линия уплотнения в затворе, а вторая лежит на поверхности уплотнения седла.

Управление кранами обеспечивается крутящим моментом от привода, необходимым для преодоления сил трения в узлах затвора, шпинделя, сальника, опор.

4.2 В методиках силового расчета кранов обоих типов использованы следующие общие положения и допущения:

- удельные давления, возникающие на поверхностях уплотнения в затворе, симметричны относительно оси трубопровода;

- податливость узлов уплотнения в затворе значительно превышает податливость других элементов крана, благодаря чему влияние последних на герметичность не учитывается;

- податливость узлов уплотнения в затворе со стороны входного и выходного патрубков одинакова;

- краны должны обеспечить герметичность в затворе во всем диапазоне изменения перепада давления среды от нуля до максимального значения ΔР;

- для сохранения герметичности во всем диапазоне перепада давления достаточно обеспечить ее при максимальном перепаде и при отсутствии перепада;

- герметичность кранов в затворе должна быть обеспечена с учетом коэффициента запаса по уплотнению kу. Рекомендуемое значение данного коэффициента при максимальном перепаде давления kу = 1,1 - 1,2, а при отсутствии перепада kу0 = 1,0;

- расчетный крутящий момент, необходимый для управления краном Mк, определяется для режима начала открытия крана;

- максимальный крутящий момент, развиваемый механизированным приводом Mпр, должен удовлетворять условию MпрkпрMк,

где kпр - коэффициент запаса по максимальному моменту на приводе, принимаемый с учетом условий эксплуатации и требований НД отдельных отраслей промышленности (kпр = 1,1 - 2,0).

В случае применения ручного привода размер рукоятки (маховика) может определяться по стандарту СТ ЦКБА 072;

- крутящий момент настройки механизированного привода Mн должен удовлетворять условию MнkнMк,

где kн - коэффициент запаса по настройке привода (kн = 1,1 - 1,2).

4.3 В методике расчета крана с плавающей пробкой используются следующие дополнительные положения:

- герметичность в затворе обеспечивается узлом уплотнения со стороны выходного патрубка (влияние узла уплотнения со стороны входного патрубка не учитывается);

- усилие на пробку от перепада давления среды на кране Qск изменяет значения усилий между пробкой и уплотнительными кольцами следующим образом: со стороны входного патрубка из усилия поджатия Qп вычитается 0,5Qск, а со стороны выходного патрубка к усилию поджатия Qп прибавляется 0,5Qск. В случае, если Qск ≥ 2Qп, усилие на пробку от уплотнительного кольца, расположенного со стороны входного патрубка равно нулю, а со стороны выходного патрубка равно Qск;

- крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения между пробкой и уплотнительными кольцами, определяется с учетом следующих усилий от колец, действующих на пробку:

- если Qск < 2Qп, то суммарное усилие на пробку от колец равно 2Qп;

- если Qск ≥ 2Qп, то на пробку действует усилие Qск от выходного кольца.

4.4 В методике расчета крана с пробкой в опорах используются следующие дополнительные положения:

- герметичность в затворе обеспечивается узлом уплотнения со стороны входного патрубка (входным седлом) с учетом максимального перепада давления между входным патрубком и внутренней полостью крана ΔРс, а влияние выходного седла не учитывается. В случае повреждения входного седла герметичность крана, имеющего седла с двойным поршневым эффектом, обеспечивается выходным седлом;

- крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения в затворе, определяется с учетом усилий поджатия обоих седел и усилия от перепада давления среды на одном из седел 2Qп + Qcc. В необходимых случаях рассматривается также режим, при котором в обоих патрубках будет давление PN, а во внутренней полости давление будет равно нулю. В этом случае крутящий момент для преодоления сил трения в затворе должен определяться с учетом усилия 2(Qп + Qcc).

5 Основные соотношения

В настоящем разделе приводятся соотношения и расчетные формулы, общие для шаровых кранов с плавающей пробкой и пробкой в опорах. Они используются в разделах 6 и 7, содержащих методики силового расчета кранов.

5.1 Геометрические соотношения

На рисунке 3 схематически изображена пробка шарового крана в закрытом положении. Используется прямоугольная система координат с началом в центре пробки (точка О), ось х совпадает с осью трубопровода и является осью симметрии уплотнения, ось у совпадает с осью вращения пробки, а ось z совпадает с осью проходного отверстия. На рисунке показана линия уплотнения пробки, в качестве которой может приниматься (в запас герметичности и работоспособности) средняя линия контакта пробки и уплотнительного кольца. При наличии экспериментального подтверждения, линию уплотнения можно приблизить к внутренней линии контакта, например, поместить на расстоянии b/4.

Рисунок 3 - Пробка шарового крана

На рисунке 4 изображена четвертая часть поверхности пробки.

Рисунок 4 - Геометрические параметры пробки

На линии уплотнения пробки показаны три точки, из которых точка А лежит в плоскости ху, точка В - в плоскости xz, а точка С занимает промежуточное положение. Положение точек на линии уплотнения определяется центральным углом β, измеряемым от прямой АЕ, лежащей в плоскости ху.

В точке А угол β = 0, а в точке В угол β = π/2.

Диаметр поверхности пробки D и диаметр линии уплотнения d связаны соотношением

d = Dsinα; sinα = d/D; α = arcsind/D.

(1)

При вращении крана, на линии уплотнения возникают силы трения, создающие крутящие моменты относительно оси вращения «у». Плечи этих сил переменны по длине линии уплотнения.

Из рисунка 4 следует, что в произвольной точке С плечо силы трения Lc связано с диаметром d и углами α и β соотношением

(2)

Из рисунка 4 также видно, что в точках А и В плечи Lа и Lb (длины линий АА0 = ЕО и ВО) равны

La = 0,5∙D∙cosα = 0,5∙d/tgα; Lb = 0,5D.

(3)

5.2 Соотношение между осевой силой и удельным давлением

При отсутствии крутящего момента соотношение между силой Q, действующей на пробку, и соответствующими контактными напряжениями q и μq на поверхности уплотнения (рисунок 5), определяется из условия равновесия пробки.

Рисунок 5 - Осевая сила и контактные напряжения

Контактное напряжение q нормально к поверхности пробки (удельное давление), а контактное напряжение трения μq лежит в касательной плоскости и направлено по нормали к конической поверхности, связывающей центр пробки с точкой контакта.

Уравнение равновесия пробки имеет вид

Q = (q∙cosα + μq∙sinα)πdb.

(4)

Из равенства (4) следует

(5)

5.3 Соотношение между моментом вращения пробки и осевой силой

На рисунке 6 схематически изображена четвертая часть пробки шарового крана в проекции на плоскость x-z, перпендикулярную к оси вращения пробки (ось у). На линии уплотнения пробки показаны точки А, В и С. При вращении пробки траектории этих точек образуют на поверхности пробки дуги окружностей. Траектория точки А лежит в плоскости, параллельной плоскости x-z и отстоящей от нее на расстоянии d/2; траектория точки В лежит в самой плоскости x-z; траектория произвольной точки С лежит в плоскости, занимающей промежуточное положение между названными плоскостями.

Рисунок 6 - Плечи сил трения в точках линии уплотнения

В точках А, В и С стрелками показаны силы трения; они действуют на элементарных участках площадью 0,5db∙Δβ и равны μq0,5∙db∙Δβ. Эти силы направлены по касательной к траекториям точек в сторону, обратную вращению пробки. Плечи сил трения относительно оси вращения пробки «у» - La, Lb и Lc.

В произвольной точке С крутящий момент силы трения ΔМC относительно оси вращения пробки «у» равен

ΔМC = μq∙0,5∙db∙ΔβLc.

(6)

Суммарный крутящий момент М, необходимый для преодоления сил трения между уплотнительным кольцом и пробкой при вращении, определяется как интеграл

(7)

После подстановки соотношений (3), (5) и (6) в равенство (7) получаем:

(8)

где

(9)

Интеграл, определяющий значение коэффициента km, не имеет представления в замкнутой форме. Значения этого коэффициента, рассчитанные численным методом в интервале значений угла α = (0,6 - 0,8) рад (34,4° - 45,8°) показаны на рисунке 7.

Рисунок 7 - Зависимость коэффициента km от угла α

Значение коэффициента km можно приближенно представить в виде

km = 1,13 + α.

(10)

С учетом равенства (10) крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения, вызванных осевой силой Q, действующей между одним уплотнительным кольцом и пробкой, определяется по формуле

(11)

5.4 Усилие, необходимое для обеспечения герметичности крана в затворе

Для сохранения герметичности крана в затворе, уплотнительное кольцо или седло должно быть прижато к пробке усилием, создающим достаточное удельное давление на поверхности уплотнения.

Удельное давление qy, обеспечивающее герметичность при перепаде давления ΔР, можно определить по формуле (12) Д.Ф. Гуревича, либо принять из другого проверенного источника, или по опытным данным изготовителя арматуры

(12)

где m, с и k - коэффициенты, определяемые по СТ ЦКБА 086, раздел 4.

Необходимое усилие уплотнения крана в затворе Qy определяется по формуле (см. 5.2)

Qy = qyπbd∙cosα(1 + μ∙tgα).

(13)

В случае отсутствия перепада давления на кране, усилие Qy0 должно определяться с учетом минимально необходимого удельного давления qy0

Qy0 = qy0πbd∙cosα(1 + μ∙tgα),

(14)

где qy0 следует из формулы (12)

(15)

5.5 Крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения в уплотнении шпинделя

Крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения в уплотнении шпинделя Мшт, определяется по формуле

Мшт = TDшт/2,

(16)

где Т - сила трения в уплотнении шпинделя, Н.

В случае сальникового уплотнения шпинделя сила Т равна

Т = πDштНРосkбдμшт,

(17)

где Dшт - диаметр шпинделя на участке уплотнения, мм;

Н - суммарная высота набивки сальника, мм;

Рос - осевое давление в сальнике, МПа;

kбд - коэффициент бокового давления;

μшт - коэффициент трения между набивкой сальника и шпинделем.

Значения Рос, kбд и μшт - принимаются согласно разделу 6 СТ ЦКБА 037 в зависимости от марки набивки и параметров рабочей среды.

(Поправка № 1)

В случае уплотнения шпинделя с помощью колец сила Т принимается ориентировочно равной

Т = πDштnhεEμшт,

(18)

где n - количество колец;

h - ширина канавки под кольцо, мм;

ε - относительная деформация кольца (для резины ε = 0,3);

Е - модуль упругости материала кольца на сжатие (для резины Е = 10 МПа);

μшт - коэффициент трения между набивкой сальника и шпинделем.

(Поправка № 1)

6 Порядок расчета крана с плавающей пробкой

Общий вид шарового крана с плавающей пробкой показан на рисунке 1.

Обозначения величин даны в 3.1.

6.1 Задачи расчета

6.1.1 Определение усилия поджатия пробки Qп.

6.1.2 Определение крутящих моментов:

- расчетный крутящий момент на выходном валу крана Мк;

- крутящий момент холостого хода Мк0;

- максимальный крутящий момент, развиваемый приводом Мпр;

- крутящий момент настройки привода Мн.

6.2 Исходные данные

Наименование рабочей среды;

температура рабочей среды;

Р - расчетное давление, МПа;

ΔРк - максимальный перепад давления на кране, МПа;

D - диаметр наружный поверхности шаровой пробки, мм;

dн - диаметр наружный поверхности уплотнения в затворе, мм;

dв - диаметр внутренний поверхности уплотнения в затворе, мм;

Dб - диаметр бурта шпинделя, мм;

Dшт - диаметр шпинделя на участке контакта с сальником, мм;

Н - высота набивки сальника, мм;

h - ширина канавки под кольцо в уплотнении шпинделя, мм;

n - количество колец в уплотнении шпинделя;

kпр - коэффициент запаса по максимальному моменту на приводе (kпр = 1,1 - 2,0. Принимается в зависимости от условий эксплуатации и требований НД отдельных отраслей промышленности);

kн - коэффициент запаса по настройке привода (kн = 1,1 - 1,2);

kу - коэффициент запаса по герметичности крана в затворе (kу = 1,1 - 1,2);

марка материала уплотнительного кольца;

марка материала набивки сальника.

6.3 Входящие величины

d = (dн + dв)/2 - диаметр уплотнения в затворе (см. 5.1), мм.

b = (dн - dв)/(2cosα) - ширина уплотнительного кольца в затворе, мм;

α = arcsin d/D - половина центрального угла уплотнения, рад;

m, с и k - коэффициенты, используемые для определения необходимых удельных давлений в затворе qy и qy0. Принимается по СТ ЦКБА 086 (см. также 5.4);

μ - коэффициент трения между пробкой и уплотнительным кольцом;

μб - коэффициент трения между буртом шпинделя и втулкой;

μшт - коэффициент трения между набивкой сальника и шпинделем;

Рос - осевое давление в сальнике, МПа.

kбд - коэффициент бокового давления.

Рос, kбд и μшт - принимаются по СТ ЦКБА 037 в зависимости от марки набивки и параметров рабочей среды.

μ и μб принимаются по СТ ЦКБА 057 в зависимости от сочетания материалов.

Примечание - В зависимости от размеров, указанных в КД, в качестве исходных данных могут быть приняты d и b вместо dн и dв.

6.4 Расчет усилий

6.4.1 Необходимые удельные давления при максимальном перепаде давления ΔР и при отсутствии перепада

6.4.2 Необходимые усилия уплотнения в затворе при максимальном перепаде давления ΔР и при отсутствии перепада

Qy = qyπbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα).

Qy0 = qy0πbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα).

6.4.3 Усилие на пробку от максимального перепада давления среды на кране

Qск = 0,25∙π∙d2∙ΔРк.

6.4.4 Усилие на бурт шпинделя

Qб = 0,785∙Dшт2P.

6.4.5 Необходимое усилие поджатия пробки

Qп = max {1,1∙(Qy - 0,5∙Q); Qy0}.

6.5 Расчет крутящих моментов

6.5.1 Крутящий момент для преодоления сил трения в затворе

Mз = мах (Мз1, Мз2),

где

6.5.2 Крутящий момент для преодоления сил трения в бурте шпинделя:

Мб = Qбμб∙(Dб + Dшт)/4.

(Измененная редакция, Изм. № 1)

6.5.3 Крутящий момент для преодоления сил трения в сальнике определяется в соответствии с 5.5.

6.5.4 Расчетный крутящий момент на выходном валу крана

Мк = Mз + Mб + Mшт

6.5.5 Крутящий момент холостого хода

Mк0 = Mз1 + Mшт

6.5.6 Максимальный крутящий момент, развиваемый приводом

МпрkпрMк,

где kпр = 1,1 - 2,0 (принимается с учетом условий эксплуатации и требований НД отдельных отраслей промышленности).

6.5.7 Крутящий момент настройки привода

Мн = kнMк,

где kн = 1,1 - 1,2.

6.6 Пример силового расчета крана с плавающей пробкой приведен в приложении А.

7 Порядок расчета крана с пробкой в опорах

Общий вид шарового крана с пробкой в опорах показан на рисунке 2.

Обозначения величин даны в 3.1.

7.1 Задачи расчета

7.1.1 Определение усилия поджатия пробки Qп.

7.1.2 Определение крутящих моментов:

- расчетный крутящий момент на выходном валу крана Мк;

- крутящий момент холостого хода Мк0;

- максимальный крутящий момент, развиваемый приводом Мпр;

- крутящий момент настройки привода Мн.

7.2 Исходные данные

Наименование рабочей среды;

температура рабочей среды;

Р - расчетное давление, МПа;

ΔРк - максимальный перепад давления среды на кране (между входным и выходным патрубками), МПа;

ΔРс - максимальный перепад давления среды на седле (между патрубком и внутренней полостью), МПа;

перепад давления среды между патрубком и внутренней полостью (односторонний; односторонний и двусторонний);

D - диаметр наружный поверхности шаровой пробки, мм;

dн - диаметр наружный поверхности уплотнения в затворе, мм;

dв - диаметр внутренний поверхности уплотнения в затворе, мм;

Dб - диаметр бурта шпинделя, мм;

Dшт - диаметр шпинделя на участке контакта с сальником, мм;

Dоп - диаметр цапф пробки в опорах, мм;

Dс - диаметр уплотнения седла, мм;

Н - высота набивки сальника, мм;

h - ширина канавки под кольцо в уплотнении шпинделя, мм;

n - количество колец в уплотнении шпинделя;

kу - коэффициент запаса по герметичности крана в затворе;

kр - коэффициент настройки привода;

марка материала пробки;

марка материала опоры пробки;

марка материала уплотнения шпинделя.

7.3 Входящие величины

d = (dн + dв)/2 - диаметр средний уплотнения в затворе, мм.

b = (dн - dв)/(2cosα) - ширина уплотнительного кольца в затворе, мм;

α = arcsind/D - половина центрального угла уплотнения, рад;

m, с и k - коэффициенты, используемые для определения необходимых удельных давлений в затворе qу и qу0. Принимается по СТ ЦКБА 086 (см. 5.4);

μ - коэффициент трения между пробкой и уплотнительным кольцом в затворе;

μб - коэффициент трения между буртом шпинделя и втулкой;

μоп - коэффициент трения между цапфой пробки и опорой;

μшт - коэффициент трения в уплотнении шпинделя;

Рос - осевое давление в сальнике, МПа;

kбд - коэффициент бокового давления.

Рос, kбд и μшт - принимаются по СТ ЦКБА 037 в зависимости от марки набивки и параметров рабочей среды.

μ, μб и μоп п принимаются по СТ ЦКБА 057 в зависимости от сочетания материалов и наличия смазки.

Примечание - В зависимости от размеров, указанных в КД, в качестве исходных данных могут быть приняты dн и dв, или d и b.

7.4 Расчет усилий

7.4.1 Необходимое удельное давление при максимальном перепаде давления на седле ΔРс и при отсутствии перепада

7.4.2 Необходимое усилие уплотнения в затворе при максимальном перепаде давления на седле ΔРс и при отсутствии перепада

Qy = qyπbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα).

Qy0qy0πbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα).

7.4.3 Усилие прижатия седла к пробке от максимального перепада давления между входным патрубком и внутренней полостью крана

Qcc = 0,25∙π∙(Dc2 - d2) ΔPc.

7.4.4 Усилие на опоры пробки от максимального перепада давления среды на кране

Qск = 0,25∙π∙d2∙ΔРк.

7.4.5 Усилие на бурт шпинделя

Qб = 0,785∙Dшт2P.

7.4.6 Необходимое усилие поджатия седла к пробке

Qп = max {kу∙(Qy - Q); Qy0}.

где kу = 1,1 - 1,2.

7.5 Расчет крутящих моментов

7.5.1 Крутящий момент для преодоления сил трения в затворе при одностороннем перепаде давления

7.5.2 Крутящий момент для преодоления сил трения в затворе при двустороннем перепаде давления

7.5.3 Крутящий момент для преодоления сил трения в затворе при отсутствии перепада давления

7.5.4 Крутящий момент, необходимый для преодоления сил трения в опорах пробки

Моп = QскμопDоп/2.

7.5.5 Крутящий момент для преодоления сил трения в бурте шпинделя

Мб = Qбμб∙(Dб + Dшт)/4.

(Измененная редакция, Изм. № 1)

7.5.6 Крутящий момент для преодоления сил трения в уплотнении шпинделя определяется в соответствии с пунктом 5.5.

7.5.7 Максимальный крутящий момент на выходном валу крана при одностороннем перепаде давления

Mк1 = Mз1 + Mоп + Mб + Mшт

7.5.8 Максимальный крутящий момент на выходном валу крана при двустороннем перепаде давления

Мк2 = Mз2 + Mб + Mшт

7.5.9 Максимальный крутящий момент на выходном валу крана

Mк = мах (Мк1, Мк2)

7.5.10 Крутящий момент холостого хода

Мк0 = Мз0 + Мшт.

7.5.11 Максимальный крутящий момент, развиваемый приводом

МпрkпрMк,

где kпр = 1,1 - 2,0 (принимается с учетом условий эксплуатации и требований НД отдельных отраслей промышленности).

7.5.12 Крутящий момент настройки привода

Мн = kнMк,

где kн = 1,1 - 1,2.

7.6 Пример силового расчета крана с пробкой в опорах приведен в приложении Б.

Приложение A

(справочное)

Пример силового расчета крана с плавающей пробкой

Выполнены силовые расчеты кранов шаровых с плавающей пробкой трех типоразмеров ЦКБ М39510 -025, -050, -100 (см. рисунок 1).

1 Задачи расчета

1.1 Определение усилия поджатия пробки Qп.

1.2 Определение крутящих моментов:

- расчетный крутящий момент на выходном валу крана Мк;

- крутящий момент холостого хода Мк0;

- максимальный крутящий момент, развиваемый приводом Мпр;

- крутящий момент настройки привода Мн.

2 Исходные данные

Наименование

Ед. измер.

DN

25

50

100

Рабочая среда

-

морская вода

Температура рабочей среды

°С

50

Р

МПа

1,6

ΔРк

МПа

1,6

D

мм

34

75

140

dн

мм

29

56

104

dв

мм

20

48

88

Dб

мм

15,5

23,5

38

Dшт

мм

10

18

30

H

мм

9

9

24

Материал уплотнительного кольца в затворе

-

Фторопласт 4

Материал набивки сальника

-

Фторопласт 4

Коэффициент запаса по герметичности в затворе kу

-

1,1

Коэффициент запаса по настройке привода kн

-

1,1

3 Входящие величины

Формула

Ед. измер.

DN

25

50

100

d = (dн + dв)/2

мм

24,5

52

96

α = arcsin d/D

рад

0,805

0,766

0,756

b = (dн - dв)/(2cosα)

мм

6,50

5,55

11,00

m

-

1,0

c

-

18

k

-

0,9

Рос = 1,1 P + 10,0

МПа

11,8

kбд

-

0,41

μ

-

0,1

μшт

-

0,1

μб

-

0,2

4 Расчет усилий

Формула

Ед. измер.

DN

25

50

100

МПа

2,23

2,42

1,72

МПа

4,02

4,35

3,09

Qy0 = qy0πbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα)

Н

855

1731

4533

Qy = qyπbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα)

Н

1538

3115

8160

Qск = 0,25∙π∙d2∙ΔРк

Н

754

3398

11581

Qб = 0,785∙Dшт2P

Н

126

407

1130

Т = πDштНРосkбдμшт

Н

136

246

1091

Qп = max {ky(Qy - 0,5Qск); Qy0}

Н

1277

1731

4533

5 Расчет крутящих моментов

Формула

Ед. измер.

DN

25

50

100

Н∙мм

4845

14290

69600

Н∙мм

1430

14030

88910

Mз = мах (Мз1, Мз2)

Н∙мм

4845

14290

88910

Мб = Qбμб∙(Dб + Dшт)/4,

Н∙мм

160

845

3845

Mшт = ТDшт/2

Н∙мм

682

2210

16365

Мк = Mз + Mб + Mшт

Н∙мм

5687

17345

109120

Mк0 = Mз1 + Mшт

Н∙м

5,5

16,5

86

Mн = kнMк

Н∙м

6,3

19

120

Приложение Б

(справочное)

Пример силового расчета крана с пробкой в опорах

Выполнен силовой расчет крана шарового с пробкой в опорах ЦКБ-133-2006, DN 100, PN 6.3, t до 75 °С (см. рисунок 2).

1 Задачи расчета

1.1 Определение усилия поджатия пробки Qп.

1.2 Определение крутящих моментов:

- расчетный крутящий момент на выходном валу крана Мк;

- крутящий момент холостого хода Мк0;

- максимальный крутящий момент, развиваемый приводом Мпр;

- крутящий момент настройки привода Мн.

2 Исходные данные

Наименование

Ед. измер.

Значение

Рабочая среда

-

вода

Температура рабочей среды

°С

75

Р

МПа

6,3

ΔPк

МПа

6,3

ΔРс

МПа

6,3

Перепад давления среды между патрубком и внутренней полостью

-

Односторонний

D

мм

155

d

мм

110

b

мм

4

Dс

мм

115

Dб

мм

42

Dшт

мм

30

Dоп

мм

42

h

мм

7,5

n

-

2

Материал уплотнительного кольца в затворе

-

Фторопласт 4

Материал кольца в уплотнении шпинделя

-

Резина

Коэффициент запаса по герметичности в затворе kу

-

1,1

Коэффициент запаса по настройке привода kн

-

1,1

3 Входящие величины

Формула

Ед. измер.

Значение

α = arcsind/D

рад

0,788

m

-

1,0

с

-

18

k

-

0,9

Е

МПа

10,0

ε

-

0,3

μ

-

0,1

μоп

-

0,2

μшт

-

0,1

μб

-

0,3

4 Расчет усилий

Формула

Ед. измер.

Значение

МПа

2,85

МПа

11,81

Qy0 = qy0πbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα)

Н

3053

Qy = qyπbd∙cosα∙(1 + μ∙tgα)

Н

12675

Qск = 0,25∙π∙d2∙ΔР

Н

59870

Qсс = 0,25∙π∙(Dс2 - d2)∙ΔР

Н

5567

Qб = 0,785∙Dшт2Pр

Н

4450

Т = πDштnhεEμшт

Н

424

Qп = max {ky(Qy - Qсс); Qy0}

Н

7815

5 Расчет крутящих моментов

Формула

Ед. измер.

Значение

Н∙мм

1,825∙105

Н∙мм

1,346∙105

Моп = QскμопDоп/2

Н∙мм

2,515∙105

Мб = Qбμб∙(Dб + Dшт)/4,

Н∙мм

24050

Mшт = ТDшт/2

Н∙мм

6360

Mк = Mз + Mоп + Mб + Mшт

Н∙мм

4,64∙105

Mк

Н∙м

464

Mк0 = Mз0 + Mшт

Н∙м

141

Mн = kнMк

Н∙м

510

 

Генеральный директор
ЗАО «НПФ «ЦКБА»

______________

подпись

В.П. Дыдычкин

 

 

 

Заместитель генерального директора -
главный конструктор

______________

подпись

В.А. Горелов

 

 

 

Заместитель директора по научной работе

______________

подпись

С.Н. Дунаевский

 

 

 

Начальник отдела технических расчётов

______________

подпись

А.А. Чертенков

 

 

 

Исполнитель:

 

 

главный специалист
отдела технических расчётов

______________

подпись

Р.А. Азарашвили

 

 

 

СОГЛАСОВАНО

 

 

Председатель ТК 259

______________

подпись

М.И. Власов