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.

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: .

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.

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.

5. Расчет элементов привода Исходные данные:

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:

Выбираем соответствующую гайку и шайбу:

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:

Ш28; Ш28; Ш28 ;

; .

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 23 360−78 размеры сечения призматической шпонки, а также глубину паза вала и втулки .

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:

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:

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):

Для крышки выбираем манжету по ГОСТу 8752−79.

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

Выбираем соответствующие пружинные шайбы по ГОСТу 6402−70:

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.

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.