Реферат: 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
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
/>
/>
/>
--PAGE_BREAK----PAGE_BREAK--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:
/>.
продолжение--PAGE_BREAK--
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
продолжение--PAGE_BREAK--
43,5
889
889
-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
889
173
0,11
-19,03
11.
1100
30,7
1200
50,12
889
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 />;
/>.
продолжение--PAGE_BREAK--
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:
/>.
продолжение--PAGE_BREAK--
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
,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
продолжение--PAGE_BREAK--
/>
/>
/>
/>
/>
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 />.
продолжение--PAGE_BREAK--
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.