Проектирование механизмов и узлов оборудования электрических станций

КУРСОВОЙ ПРОЕКТ

по дисциплине:

«Основы конструирования»

на тему:

Проектирование механизмов и узлов оборудования электрических станций

Введение

Данный курсовой проект является самостоятельной работой студента, в процессе которой приобретаются и закрепляются навыки по решению комплекса инженерных задач: выполнение кинематических, силовых и прочностных расчетов узлов и деталей энергетического оборудования, выбор материалов, вида термической обработки и т.д.

Объектами курсового проектирования являются узлы и детали оборудования электростанций, а также системы их обеспечения. Например, в качестве питательных устройств для подачи воды применяют центробежные и поршневые насосы. В качестве арматуры для регулирования подачи теплоносителя или изменения его количества применяют задвижки и вентили. Задвижки и вентили выполняют фланцевыми, безфланцевыми, присоединяемыми к трубопроводу сваркой, и т.д. Для подготовки и подачи топлива служат пневмомеханические забрасыватели топлива, топки с движущейся колосниковой решеткой, пылеприготовительные устройства, мельницы-вентиляторы, валковые мельницы, дисковые питатели и др.

Все эти устройства в большинстве случаев состоят из исполнительного рычажного механизма (ИМ) и имеют привод, объединяющий электродвигатель 1, передачу гибкой связью 2 или зубчатую 3 и соединительные муфты 4 (Рис.2).

1. Исходные данные

Таблица 1

Геометрические параметры
						10
110	450	130	0	0	0
Силовые факторы						Схема
						2
1100	110	1200	120	400	–

Рис.1 – Положение плоского рычажного механизма

Рис.2 – Типовой привод оборудования с передачами с гибкой и зубчатой связями

2. Кинематический анализ механизма

Произведем структурный анализ рычажного механизма. Степень подвижности плоского механизма рассчитаем по формуле Чебышева:

; .

· число подвижных звеньев: ;

· число кинематических пар: .

Пара	Звено	Класс	Вид
		5	вращ.
		5	вращ.
		5	вращ.
		5	пост.

Рассчитаем степень подвижности плоского механизма без ведущего звена:

– 2 класс, 2 вид; .

Рис.3 – Положение плоского рычажного механизма без ведущего звена

Рассчитаем степень подвижности ведущего звена:

– 1 класс. Общий класс механизма – 2.

Рис.4 – Положение ведущего звена плоского рычажного механизма

2.1 Расчет скоростей

Построим схему заданного рычажного механизма в тринадцати положениях с шагом в следующем масштабе:

.

Составим векторную систему уравнений, используя теорему об относительном движении:

; .

Определим масштаб для построения плана скоростей:

Зная величину и направление вектора скорости , а также зная линии действия других векторов скоростей, составим 13 планов скоростей механизма используя графо-аналитический метод.

Полученные результаты сведем в таблицу 2:

Таблица 2

1.	50	1,1	52,39	1,15	2,56	26,2	0,58	15,64	0,34
2.	50	1,1	43,94	0,97	2,15	30,27	0,67	17,26	0,38
3.	50	1,1	24,94	0,55	1,22	44,22	0,97	41,5	0,91
4.	50	1,1	0	0	0	0	0	50	1,1
5.	50	1,1	25,14	0,55	1,23	45,9	1,01	45,05	0,99
6.	50	1,1	43,92	0,97	2,15	35,93	0,79	32,35	0,71
7.	50	1,1	52,31	1,15	2,56	26,13	0,57	15,29	0,34
8.	50	1,1	47,4	1,04	2,32	26,24	0,58	5,72	0,13
9.	50	1,1	28,87	0,64	1,41	38,19	0,84	28,87	0,64
10.	50	1,1	0	0	0	0	0	50	1,1
11.	50	1,1	28,87	0,64	1,41	52,04	1,14	57,74	1,27
12.	50	1,1	47,4	1,04	2,32	40,77	0,9	44,28	0,97
13.	50	1,1	52,39	1,15	2,56	26,2	0,58	15,64	0,34

2.2 План ускорений

План ускорений строим для положения механизма № 6. Составим векторную систему уравнений для построения плана ускорений:

.

направлен по линии от к .

.

направлен по линии от к .

; ; ; .

Определим масштаб для построения плана ускорений:

.

Зная величину и направление векторов ускорения и , а также зная линии действия других векторов ускорений, составим план ускорений механизма, используя графоаналитический метод.

Полученные в результате построения отрезки векторов и умножаем на масштаб для получения действительного значения ускорений:

;

, тогда .

3. Силовой анализ механизма

План сил строим для положения механизма № 6. Силовой анализ механизма начинаем с рассмотрения отсоединенной структурной группы 2–3 второго класса, второго вида. Для определения рассмотрим условие равновесия второго звена аналитическим методом:

;

;

.

Направление и численные значения и определим из условия равновесия структурной группы:

;

.

Для построения плана сил необходимо выбрать масштаб:

;

; .

Полученные в результате построения отрезки векторов умножаем на масштаб для получения действительного значения сил:

;

;

.

Для определения рассмотрим условие равновесия третьего звена:

;

;

.

Для определения во внутренней паре (шарнир) рассмотрим условие равновесия третьего звена:

;

.

Найдем графически из построения:

; .

Из условия равновесия первого звена определяем уравновешивающую силу :

;

;

.

Для определения направления и численного значения используют условие равновесия первого звена:

;

.

Выберем новый масштаб:

.

; ;

.

4. Расчет уравновешивающих сил методом рычага Жуковского

Используя теорему «О рычаге Жуковского» переносим с поворотом на все силы, действующие на механизм, на план скоростей в соответствующие точки:

– уравновешивающая сила, действующая в точку ;

– сила, действующая на второе звено в точку ;

– сила, действующая на третье звено в точку ;

– действующий момент представляем как пару сил, которые равны:

.

Из плана скоростей определяем уравновешивающую силу, исходя из условия равновесия плана скоростей для каждого положения механизма:

.

Положение 1, 13:

Положение 2:

Положение 3:

Положение 4:

Положение 5:

Положение 6:

Положение 7:

Положение 8:

Положение 9:

Положение 10:

Положение 11:

Положение 12:

Полученные результаты сведем в таблицу 3.

Таблица 3

1.	1100	15	1200	14	889	48	889	5	-276	0,11	30,36
2.	1100	29	1200	15	889	47	889	3	-504	0,11	55,44
3.	1100	29	1200	36	889	28	889	3	-670	0,11	73,7
4.	1100	19,5	1200	43,5	889	0	889	0	-615	0,11	67,65
5.	1100	6,6	1200	39,1	889	22	889	3,2	-345,14	0,11	37,97
6.	1100	4,4	1200	28,1	889	38,2	889	5,7	9	0,11	-0,99
7.	1100	15,3	1200	13,3	889	47,8	889	4,5	274	0,11	-30,14
8.	1100	26,2	1200	5	889	49,7	889	2,3	386	0,11	-42,46
9.	1100	35,7	1200	25,1	889	43,3	889	14,5	329	0,11	-36,19
10.	1100	39,5	1200	43,4	889	0	889	0	173	0,11	-19,03
11.	1100	30,7	1200	50,12	889	0	889	28,95	-13	0,11	1,43
12.	1100	11,2	1200	38,4	889	29,3	889	18,03	-166	0,11	18,26
13.	1100	15	1200	14	889	48	889	5	-276	0,11	30,36

5. Расчет элементов привода

Исходные данные:

74	10

5.1 Выбор электродвигателя

Номинальная мощность электродвигателя:

.

Требуемая мощность электродвигателя:

,

где – коэффициент полезного действия привода;

– номинальная мощность, .

По каталогам выбираем электродвигатель с ближайшей большей номинальной мощностью и номинальной частотой вращения ротора .

Характеристики выбранного электродвигателя:

· Двигатель асинхронный трехфазный, марки 4А90В8УЗ;

· ;

· ;

· ;

· .

Передаточное отношение привода:

, где .

Принимаем , тогда .

5.2 Расчет диаметра вала

Диаметр вала передаточного или исполнительного механизма определяется по следующей зависимости:

, где ;

.

Полученное значение округлим до ближайшего большего значения стандартного ряда диаметров. Принимаем .

5.3 Расчет фланцевой муфты

Расчетный вращающий момент

где – коэффициент режима работы.

Соотношения между размерами муфты

· наружный диаметр:

. Тогда выберем ;

· диаметр ступицы:

;

· общая длина:

.

Тогда выберем ;

Материал муфты при окружной скорости на наружных поверхностях фланцев выбираем Сталь 45.

Расчет болтового соединения

Окружная сила на болты от действия вращающего момента:

где – диаметр окружности центров болтов.

.

Сила, приходящаяся на один болт:

где – назначенное число болтов.

Допускаемые напряжения устанавливаем в зависимости от выбранного материала:

· допускаемые напряжения на срез:

;

· допускаемые напряжения на смятие:

.

Рассчитываем диаметр болта по следующей зависимости:

,

где – число плоскостей среза болта.

Принимаем болт с ближайшим большим стандартным диаметром . Выбираем болт по ГОСТу 7796-70, а именно болт М6:

				– длина болта,	- длина резьбы,
6	10	11,1	4	30	18

Выбираем соответствующую гайку и шайбу:

	Гайка			Шайба
6	10	10,9	5	6,1	1,4

Назначаем посадочный диаметр болта в отверстие полумуфты (рекомендуемая посадка – ):

.

Толщину дисков полумуфты фланцевой муфты принимаем из конструктивных соображений: .

Вычисляем напряжения смятия и сравниваем с допускаемыми:

т.о. условие соблюдается.

5.4 Расчет предохранительного устройства

Момент срабатывания муфты в качестве предохранительного устройства:

,

где – коэффициент запаса.

5.5 Расчет посадки полумуфты на вал

Расчет соединения с натягом

Диаметр соединения , условный наружный диаметр ступицы , вал сплошной , – длина ступицы, класс точности изготовления (обычно 2-ой или 3-ий), шероховатости вала и отверстия .

Значение коэффициента трения зависит от способа сборки, удельного давления, шероховатости поверхности, рода смазки поверхностей применяемой при запрессовке деталей, скорости запрессовки и прочие. В расчетах принимаем: – сборка прессованием.

Определяем давление, обеспечивающее передачу заданной нагрузки:

,

где .

Определим расчетный натяг при значениях коэффициентов Пуассона и модулей упругости :

где и - масштабные коэффициенты.

;

;

Определяем минимальный требуемый натяг с учетом шероховатости:

.

Намечаем посадку:

Ø28 ; Ø28 ; Ø28 ;

; .

Т.к. , то данная посадка подходит.

Определяем наибольший вероятный натяг без учета сглаживания микронеровностей:

.

Максимальное давление в контакте:

.

Определяем окружные и радиальные напряжения:

;

.

Выбираем предел текучести для материала с меньшей прочностью (для Сталь 45): .

Т.к. ,то условие прочности выполняется.

Усилие запрессовки:

,

где – давление, которое рассчитывается при :

.

5.6 Расчет шпоночного и зубчатого соединения

Расчет шпоночного соединения

Применяем ненапряженное соединение с помощью призматической шпонки. Размеры в соединении выбираем по стандарту. Стандартные шпонки изготавливают из специального сортамента (ГОСТ 8787-68 и 8786-68) среднеуглеродистой чисто тянутой Стали 45.

Допускаемые напряжения в неподвижных шпоночных соединениях:

.

По диаметру вала выбираем по ГОСТу 23360-78 размеры сечения призматической шпонки , а также глубину паза вала и втулки .

Размер шпонки			Глубина паза
			Вал	Втулка
8	7	50	4	3,3

Рассчитаем длину ступицы :

.

Длину шпонки принимаем на меньше длины ступицы :

.

Рассчитаем рабочую длину шпонки со скруглениями:

.

Проверочный расчет выбранной шпонки выполняем для наименее прочного элемента шпоночного соединения.

Расчет проводим по условию прочности на смятие:

.

Расчет зубчатого соединения

Применяем прямобочное шлицевое соединение, основные размеры которого регламентированы ГОСТом 6033-80. По диаметру вала выберем размеры шлицевого соединения легкой серии:

Диаметр вала
28	32	7	6	0,3

Для неподвижного соединения, средних условий эксплуатации допускаемые напряжения смятия для поверхности зуба:

.

Проверим соединение на смятие:

,

где – средний диаметр соединения;

– рабочая высота зубьев;

– длина соединения;

– коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки между зубьями.

6. Расчет вала и подшипников качения

Исходные данные:

670	74	10

6.1 Расчет вала

Ориентировочная взаимосвязь между указанной исходной величиной и другими геометрическими параметрами вала:

;

;

;

По полученному в результате предварительного расчета значению произведем выбор подшипника легкой серии диаметров (ГОСТ 8338-75):

Условное обозначение
208	40	80	18	32,0	17,0

Для крышки выбираем манжету по ГОСТу 8752-79.

Под отверстия выбранной крышки выбираем болты по ГОСТу 7796-70, а именно болты М8:

				– длина болта,	- длина резьбы,
8	12	13,1	5	25	25

Выбираем соответствующие пружинные шайбы по ГОСТу 6402-70:

	Шайба
8	8,2	2,0

6.2 Поверочный расчет вала

Рассчитаем реакции опор:

;

; ,

где ; .

;

; .

Проведем проверку:

;

; .

Построим эпюры изгибающих и крутящих моментов:

;

;

;

;

; ;

;

.

Выбираем несколько опасных сечений, которым соответствуют наибольшие ординаты эпюр и в которых имеются концентраторы напряжений:

;

.

Для каждого из отобранных сечений рассчитываем критерий напряженности:

,

где – усредненный коэффициент концентрации при изгибе и кручении в данном сечении;

– изгибающий момент рассматриваемого сечения;

– крутящий момент;

– момент сопротивления изгибу.

;

;

;

;

.

Сечение, для которого имеет максимальное значение, считается наиболее опасным и подлежит дальнейшему расчету.

Назначим материал вала – Сталь 45.

Установим пределы выносливости для материала вала при симметричном цикле изгиба и кручения:

.

где – предел прочности материала.

В опасном сечении вала определим расчетный коэффициент запаса прочности:

,

где и – коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжениям:

.

Параметры симметричного цикла изменения напряжения при изгибе:

· амплитуда:

,

где – изгибающий момент в опасном сечении;

· среднее значение цикла:

.

Амплитуда и среднее значение от нулевого цикла изменения напряжения при кручении:

,

где .

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений детали определяю из выражений:

;

,

где ; – эффективные коэффициенты концентрации напряжений при расчете на изгиб и кручение;

; – коэффициенты влияния абсолютных размеров поперечного сечения (масштабные факторы);

; – коэффициенты качества обработки поверхности;

– коэффициент упрочняющей обработки;

; – коэффициенты чувствительности к асимметрии цикла.

Сопоставляем расчетный коэффициент запаса прочности c допустимым значением :

.

6.3 Поверочный расчет подшипников качения на долговечность

Условие обеспечения долговечности подшипника:

,

где – расчетная долговечность подшипника, ;

– установленный ресурс (заданный ресурс) подшипника, который равен:

.

Расчетная долговечность подшипника определяется из соотношения:

т. о. условие соблюдается.

где – динамическая грузоподъемность;

– эквивалентная нагрузка;

– показатель степени для шарикоподшипников;

– частота вращения подшипника:

.

Эквивалентную нагрузку для радиальных и радиально-упорных подшипников рассчитаем по следующей формуле:

,

где ; – радиальная и осевая нагрузка на подшипник;

– коэффициент вращения, при вращении внутреннего кольца;

– коэффициент безопасности;

– температурный коэффициент, при ;

– для радиальных шарикоподшипников.

6.4 Эпоры изгибающих и крутящих моментов

Рис.5 – Эпюры изгибающих и крутящих моментов

Список использованной литературы

1. Орлов В.А., Кравцов Э.Д. Детали машин и основы конструирования: Конспект лекций. – Одесса: ОПИ, 1991;

2. Методические указания к курсовому проектированию по курсу «Детали машин и основы конструирования» «Расчет зубчатых зацеплений, валов и подшипников цилиндрического редуктора» для студентов всех специальностей /Сост.: В.А. Орлов, Э.Д. Кравцов. – Одесса: ОПИ, 1993;

3. Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев и др. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984;

4. Цехнович Л.И., Петренко И.П. Атлас конструкций редукторов. – К.: Вища шк., 1979;

5. Подшипники качения: Справочник-каталог /Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение, 1984.