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:
|
|
|
|
|
|
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:
|
|
|
|
|
|
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
Орлов В.А., Кравцов Э.Д. Детали машин и основы конструирования: Конспект лекций. – Одесса: ОПИ, 1991;
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;
Курсовое проектирование деталей машин /В.Н. Кудрявцев и др. – Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние, 1984;
Цехнович Л.И., Петренко И.П. Атлас конструкций редукторов. – К.: Вища шк., 1979;
Подшипники качения: Справочник-каталог /Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение, 1984.