Расчёт и проектирование воздушной линии электропередач напряжением 500кВ и механической передачи

Министерство образования РФ НОВОСИБИРСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ ТЕХНИЧЕСКИЙЙ УНИВЕРСИТЕТ Расчётно-пояснительная записка к курсовой работе по прикладной механике на тему расчёт и проектирование ВЛЭП напряжением 500кВ и механической передачи

Tехническое задание

Напряжение 500кВ Количество цепей ЛЭП -1

Район гололёдности III

Скорость ветра 25м/с Длина пролёта 340 м Сечение провода 3*500/64

Температура воздуха

t_min=-50C, t_ср=-7C, t_mах=35C

Кинематическая схема механизма:

для натяжения провода n_вх=96об/мин

(цилиндрический косозубый n_б=8 об/мин редуктор и открытая D_б=0,3 м

коническая передача). P_б=85 кН

Общая характеристика воздушной линии электропередач

Воздушная линия электропередачи (ВЛ) —устройство для передачи и распределения электрической энергии по проводам, расположенным на открытом воздухе и прикрепленным к опорам или кронштейнам и стойкам на инженерных сооружениях при помощи изоляторов и арматуры. Ответвления к вводам в здания относятся к ВЛ.

Трасса ВЛ —положении оси линии электропередачи на земной поверхности.

Опоры ВЛ- сооружения, поддерживающие провода с помощью изоляторов и арматуры на заданном расстоянии между собой и от поверхности земли

Пролет или, точнее, длина пролета -измеренное по горизонтали расстояние между двумя опорами, на которых подвешен провод.

Стрела провеса провода- вертикальное расстояние от горизонтальной прямой, соединяющей точки подвеса провода, до низшей точки провода в пролете.

Запас прочности или коэффициент запаса прочности отдельных элементов ВЛ (проводов, изоляторов, арматуры и др.)-отношение величины нагрузки, разрушающей данный элемент, к величине нормально действующей нагрузки, полученной по расчету для наиболее тяжелых условий.

[3] Основными элементами воздушных линий являются провода, изоляторы, линейная арматура, опоры и фундаменты. Дополнительными элементами, необходимыми на некоторых линиях для обеспечения надежности их работы, являются грозозащитные тросы, заземления, разрядники, виброгасители и т. д.

На ВЛ переменного трехфахного тока подвешивается не менее трех проводов, составляющих одну цепь По числу цепей линии электропередачи делятся на одноцепные двухцепные и многоцепные Число цепей зависит от передаваемой мощности напряжения линии электропередачи и необходимости резервирования.

На рисунке показаны основные элементы ВЛ:

2-траверсы

1-ствол опоры;

;

3-гирлянды изоляторов;

4-провода;

5-фундамент;

6-грозозащитный трос.

Опоры, в зависимости от способа подвески проводов, делятся:

На опоры промежуточные, на которых провода закрепляются и поддерживаются зажимами;

На опоры анкерного типа, служащие для натяжения проводов.

ВЛ может находится в трех режимах: нормальном, аварийном, монтажном.

Нормальный режим-состояние ВЛ при необорванных проводах и тросах.

Аварийный режим— состояние при оборванных одном или нескольких проводах или тросах

Монтажный режим— состояние в условиях монтажа опор, проводов и тросов.

[2] Промежуточные опоры устанавливаются на прямых участках трассы и, как правило, не воспринимают тяжения (усилия, направленные по оси провода или троса, с которыми они натягиваются и закрепляются на анкерных опорах) от проводов и тросов в нормальном режиме работВЛ. Допускается установка промежуточных угловых опор на углах, не превышающих 10−20⁰.

Анкерные опоры устанавливаются на прямых участках трассы и полностью воспринимают тяжение проводов и тросов в аварийном и монтажном режимах и разность тяжений по проводам и тросам в смежных пролетах вдоль ВЛ в нормальном режиме работы ВЛ.

Опоры ВЛ 500кВ выполняются металлическими, деревянными и железобетонными.

Опоры ВЛ должны размещаться так, чтобы не загораживались входы в здания, въезды во дворы и не затруднялось движение транспорта и пешеходов.

В местах, где имеется опасность наезда транспорта, опоры ВЛ необходимо защищать железобетонными отбойными тумбами. Опоры ВЛ следует устанавливать по возможности в отдалении от размываемых берегов рек с учетом возможных перемещений русл и затопляемости района, а также вне мест, где могут быть потоки дождевых и других вод, ледоходы и др.

В курсовом проекте рассматривается только нормальный режим с учетом профилактических работ.

1. Расчёт механики проводов воздушной линии электропередач

1.1 Характеристика провода (А:С=7,71 8,04) [1];

— площадь сечения провода 3*500/64 мм² (аллюминий/сталь);

— диаметр провода 30,6 мм;

— масса провода 1852 кг/км;

— приведенный модуль упругости Е=7,7*10³ даН/мм²;

— температурный коэффициент линейного удлинения =19,8*10^-6град^-1

1.2Определение удельных нагрузок:

1)удельная нагрузка от собственного веса провода

[4]

G-вес (масса провода)

F (площадь сечения)=553,5 мм²

2)удельная нагрузка от веса гололеда:

с-толщина стенки гололеда (III зона гололедности), с=15мм

d=30,6 мм (диаметр провода)

3)удельная нагрузка от веcа провода и гололеда

4)удельная нагрузка от горизонтального ветрового напора:

Выбираю опору ПС 330−7 -промежуточная стальная одноцепная опора для напряжения 500кВ (район гололедности III-IV) H=31м[1]

К_n=1,35; K_l=1;

— коэффициент, учитывающий неравномерность скоростного напора; при 25м/с (скорость ветра) Чтобы найти значение коэффициента, надо воспользоваться линейной интерполяцией.

С_x -коэффициент лобового сопротивления С_x =(d=30,6мм20мм)=1,2 (т.к. провод покрыт льдом)

q_max-максимальный скоростной напор

q_max=V²_max/16, V_max-максимальная скорость ветра

V_max=25м/с ;q_max=(25)²/2=39,06даН/м²

5) Горизонтальная ветровая нагрузка на провод, покрытый гололедом:

C_x=1,2

q_г=V²/16, V=0.5V_max [4]

6) Результирующая удельная нагрузка от веса провода без гололеда и ветрового напора:

7)Результирующая удельная нагрузка от веса провода, покрытого гололедом, и ветрового напора:

1.3 Нахождение исходного режима работы провода

Исходный режим работы провода определяется по заданной величине пролёта и характеризуется действующим напряжением.

(зависит от типа провода) Первый критический пролёт (определяется с помощью I и III режима):

Второй критический пролёт (определяется с помощью I и II режима):

Третий критический пролёт (определяется с помощью I и II режима):

Определение исходного режима. Сравнение действующего пролёта с критическими и получаем:

L_крI> L_крII> L_крIII

Выбираю 2a) температурный режим — режим минимальных температур.

1.4 Расчёт промежуточной опоры

1.4.1 Подбор изоляторов и определение длины подвесной гирлянды

Определяем коэффициент запаса нагрузки для ветрового режима при гололеде.

P- гарантированная нагрузка на изолятор

F- площадь поперечного сечения провода

k- число проводов в фазе, k=1

L_{весовое}=1,25L действующей — весовой пролёт, L_b =425 м

G- вес гирлянды изоляторов Выбираем изоляторы ПС-70Д

1.4.2 Определение коэффициента запаса нагрузки без воздействия ветра и гололеда

1.4.3 Определение максимальной величины провеса провода

f- величина провеса

i- расчетный режим эксплуатации

L- длина пролета

— удельная нагрузка (примем =, т.к. режим — 2а))

— нормальное напряжение (=)

Максимальное значение величины провеса 8,251 м.

1.4.4 Определение высоты опоры

Определение длины подвесной гирлянды

n- число изоляторов

H— высота изолятора

400- длина монтажного инструмента Высота траверсы:

f_max— максимальный провес

h_o=0,02L=6,8 м— опускание центра тяжести провода от обрыва в соседнем пролете

h_Г — габаритная высота (зависит от напряжения: 500кВ — 7м)

1.4.5 Определение вертикальных нормативных нагрузок

1) — от веса опоры

2) — от веса изоляторов

3) — от веса провода без гололеда

4) — от веса гололеда

5) — моментальная нагрузка

1.4.6 Определение расчетных вертикальных нагрузок

1)

2)

3)

4)

5)

1.4.7 Определение горизонтальных нормативных нагрузок

1)Нагрузка от веса свободно стояще опоры:

C_x=0.52

q_b- нормальный скоростной напор

K_П — коэффициент скоростного напора на высоте H/2

— коэффициент, учитывающий воздействие динамического ветрового напора

S— площадь проекции опоры по наружному контуру, перпендикулярному направлению ветрового потока

2)Нормативная нагрузка от ветра на провода без гололеда:

3)Нормативная нагрузка от ветра на провод, покрытый гололедом:

1.4.8 Горизонтальные расчётные нагрузки

1)

2)

3)

1.4.9 Определение реакций в опорах башмаках:

1)Составление расчётной схемы:

Наибольшее опасное сочетание нагрузок с учётом гололёда:

G^p=G_из^p+G_п^p+G_г^p+G_м^p =96,25+2596,66+4928,7+325=7946,61 даН Р^р=Р^р _п+г=2453,2даН Опирание опорных секций рассматривается как шарнирное. Реакции на одноименные башмаки одинаковы.

2)Определение горизонтальных реакций по приближенным формулам:

горизонтальная реакция в точке А:

горизонтальная реакция в точке В:

3)Определение вертикальных реакций:

M (B)=0

2V_AC₁-P₀^pH/2−3P^pH+G₀^pC₁/2+G^p(C₁/2-a₂)+G^pC₁/2+ G^p(C₁/2+a₁)=0

C₁=5,42 м; H=31м; a₁=5,75 м ;a₂=5,75 м; - для опор ПC 330−7 [1]

10.84V_a+23 046.11−48 797.1+64 605.94−236 902.62=0

V_a=18 270,08 даН ;

М (А)=0

2V_ВC₁-P₀^pH/2−3P^pH-G₀^pC₁/2-G^p(a₂+C₁/2)-G^pC₁/2-G^p(C₁/2-a₁)=0

10.84V_B-23 046.11−48 797.1−64 605.94−236 902.62=0

V_B=34 442.05 даН ;

Проверка:

3G^p+G_o^p=-2V_A+2V_B

37 946,61+8504.1=-218 270,08+234 442,05

32 343,93=32 343,94

1.5 Определение расчётных усилий в раскосах опорной секции

1.5.1 Составление расчётной схемы опорной секции.

C=(0,75…0,5)C₁=0,6255.42=3,387 м

h=(0,25…0,4)H= 0,331= 9,3 м

l (0,8…1) м = 0,9 м Определим и исходя из геометрии нижней опорной секции:

1.5.2 Определяем расчётное усилие, действующее в точке А

P_x=0 P_y=0 =83.76 =64.64

— H_A+N₁cosN₂cos=0

— V_A-N₂sin+ N₁sin=0

— 1838,86+N₁cos83.76-N₂cos64.64=0

— 18 270,08- N₂sin64.64+ N₁sin83.76=0

N₁=18 817.06 даН ;

N₂=481.97 даН ;

1.5.3 Определение расчётных усилий, действующих в точке В

P_x=0 P_y=0 =83.76 =64.64

— H_B+N₄cos — N₃cos=0

— V_B+N₄sin-N₃sin=0

— 3415.03-N₃cos64.64+N₄cos83.76=0

— 34 442.05-N₃sin64.64+N₄sin83.76=0

N₄=35 615.4даН ;

N₃=1064.96 даН ;

Проверка путём построения силовых многоугольников (1 см = 1000 даН):

1.5.4 Таблица расчётных усилий

1.6 Подбор сечения стержней опорной секции

1.6.1 Расчёт на сжатие с учётом продольного изгиба

1) Задаёмся гибкостью =80 для стали 10Г2С1 ₁=0,637 (- коэффициент понижения сжимающих усилий).

2) Определяем величину минимального радиуса инерции:

l=0,9 м r_min=0,9/80=0,1 125 м = 1,125 см

3) Определяем № стандартного однобокого уголка и соответствующую площадь сечения

F₁=4,38 см² уголок № 5,6 [5]

4) Проверить уголок на устойчивость:

[R]=2900 даН/см² — расчётное сопротивление стали перегрузка более 5%

Так как перегрузка более 5%, выберем следующее по величине r_min2=1.58см, тогда номер уголка 8, сечение F₂=10.8 см²

5) Определить гибкость ₂

Проверяем действующее значение напряжения перегрузка превышает 5%

Выберем уголок сномером 10, у которого F=15.6 см², r_min=1.98 см, тогда Проверяем действующее значение напряжения:

недогрузка на 8,46% < 10%

Сечение уточняется при недогрузке более чем на 10% и при перегрузке более чем на 5%. Принимаем уголок № 10, F=15,6 см², r_min=1,98 см.

1.6.2 Расчёт на сжатие с учётом ослабления сечения:

0,8-коэффициент ослабления (дырки под болты).

Выбираем стандартный уголок номер 10, у которого F=15.6 см²

Недогрузка 1,6%

1.6.3 Расчёт на растяжение с учётом ослабления сечения

Выбираем стандартный уголок номер № 8, у которого F=8.63 см²

Недогрузка 6%

Вывод: окончательно принимаем уголок № 10, площадь сечения F=15.6см², с толщиной стенки d=8мм

1.6.4 Подбор сечения стержня внутренней решетки опорной секции

Стержни внутренней решётки не воспринимают усилий от нагрузки.

l₃=1,12 м

1) Принимаем для внутреннего нерабочего стержня l₃ предельную гибкость _пр=200

2) Определяем минимальный радиус инерции:

l₃ — наиболее длинный стержень решетки

l₃=C/2+l, где l=[(h-h₁)/h]*[(C-C₁)/2] (по подобию треугольника)

h₁=tg*C₁/2=tg64.64*5.42/2=5.71 м, тогда

l₃=3.387/2+[(9.3−5.71)/9.3]*[(5.42−3.38)/2]=2.08 м С учетом r_min=1.04 выбираем уголок № 5

1.7 Расчёт и конструирование узлов опорной секции

1.7.1 Характеристика узлов опорной секции

1-центральный узел выполняется в болтовом варианте;

2-верхние опорные узлы, также в

болтовом варианте;

3-нижние опорные узлы выполняются сварными.

1.7.2 Расчёт центрального узла опорной секции

В центральном узле появляются внутренние уравновешивающиеся силы.

R²= N² ₂+N₃²-2 N₂N₃cos2

R=(N²₂+N₃²-2N₂N₃cos2)=[(481,97)²+(1064,96)²-2481,971 064,96cos129,28]= 1419,98даН

2)Расчет болтового соединения на срез Количество болтов из условия на срез

[] =500 даН/см² — касательное напряжение на срез.

d_б=10 мм =1 см

3) Определение количества болтов из условия на смятие.

_min=0,8…1 см — линейная толщина наименьшей накладки.

С учётом расчёта на срез и смятие принять количество болтов для центрального узла опорной секции- 4штуки с диаметром равным 10 мм.

4) Расчёт сварного соединения для нижнего опорного узла.

ⁿ=0,3 коэффициенты, учитывающие распределение усилий на сварные швы

=0,7

= коэффициент, учитывающий вид сварки а) ручная =0,7

б)машинная =1

[]_СВ=15даН/мм²

h_ш=d=8мм=0,8 см (уголок № 10)

2. Проектирование механического привода

2.1 Назначение и сравнительная характеристика привода

Редуктором называют механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного агрегата и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины. Кинематическая схема привода может включать, помимо редуктора, открытые зубчатые передачи, цепные или ременные.

Назначение редуктора — понижение угловой скорости и соответственно повышения вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим. Механизм для повышения угловой скорости, выполненные в виде отдельных агрегатов, называют ускорителями или мультипликаторами.

Редуктор состоит из корпуса (литого чугунного или сварного стального), в котором помещают элементы передачи — зубчатые колеса, валы, подшипники и т. д. В отдельных случаях в корпусе редуктора размещают также устройства для смазывания зацеплений и подшипников (например, внутри корпуса редуктора может быть помещен шестеренный масляный насос) или устройства для охлаждения (например, змеевик с охлаждающей водой в корпусе червячного редуктора).

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо заданной нагрузке (момент на выходном валу) и передаточному числу без указания конкретного назначения. Второй случай характерен для специализированных заводов, на которых организовано серийное производство редукторов.

Редукторы классифицируют по следующим основным признакам: типу передачи (зубчатые, червячные или зубчаточервячные); числу ступеней (одноступенчатые, двухступенчатые и т. д.); типу зубчатых колес (цилиндрические, конические, коническо-цилиндрические и т. д.); относительному расположению валов редуктора в пространстве (горизонтальные, вертикальные); особенностям кинематической схемы (развернутая, соосная, с раздвоенной ступенью и т. д.).

Возможности получения больших передаточных чисел при малых габаритах обеспечивают планетарные и волновые редукторы.

Одноступенчатые цилиндрические редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми или шевронными зубьями. Корпуса чаще выполняют литыми чугунными, реже — сварными стальными. Максимальное передаточное число одноступенчатого цилиндрического редуктора по ГОСТ 2185–66 U_max=12,5. Высота одноступенчатого редуктора с таким или близким к нему передаточным числом больше, чем двухступенчатого с тем же значением U. Поэтому практически редукторы с передаточными числами, близкими к максимальному, применяют редко, ограничиваясь U6.

Одноступенчатые конические редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых пересекаются обычно под углом 90. Передачи с углами, отличными от 90, встречаются редко. Передаточное число U одноступенчатых конических редукторов с прямозубыми колесами, как правило, не выше трех; в редких случаях U=4. При косых или криволинейных зубьях U=5 (в виде исключения U=6,3).

У редукторов с коническими прямозубыми колесами допускаемая окружная скорость (по делительной окружности среднего диаметра) V5м/с. При более высоких скоростях рекомендуют применять конические колеса с круговыми зубьями, обеспечивающими более плавное зацепление и большую несущую способность.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы

Наиболее распространены двухступенчатые горизонтальные редукторы. Эти редукторы отличаются простотой, но из-за несимметричного расположения колес на валах повышается концентрация нагрузки по длине зуба. Поэтому в этих редукторах следует применять жесткие валы.

В отношении типа зубьев и подшипников в двухступенчатых редукторах справедливо сказанное относительно одноступенчатых цилиндрических редукторов; часто быстроходную ступень выполняют косозубой, а тихоходную — прямозубой.

Редуктор с раздвоенной быстроходной ступенью может иметь либо шевронные колеса, либо прямозубые. При раздвоенной быстроходной (или тихоходной) ступени колеса расположены симметрично относительно опор, что приводит к меньшей концентрации нагрузки по длине зубьев, чем при применении обычной развернутой или соосной схемы. Это позволяет иметь в рассматриваемом случае менее жесткие валы.

Двухступенчатые цилиндрические редукторы обычно применяют в широком диапазоне передаточных чисел: по ГОСТ 2185–66 U=6,363.

От целесообразной разбивки общего передаточного числа двухступенчатого редуктора по его отдельным ступеням в значительной степени зависят габариты редуктора, удобство смазывания каждой ступени, рациональность конструкции корпуса и удобство компоновки всех элементов передачи.

Коническо-цилиндрические редукторы

В двухступенчатых коническо-цилиндрических редукторах коническая пара может иметь прямые, косые или криволинейные зубья. Цилиндрическая пара также может быть либо прямозубой, либо косозубой. Наиболее употребительный диапазон передаточных чисел для таких редукторов U=815. Наибольшие значения при прямозубых конических колесах с круговыми зубьями U_max=34.

Червячные редукторы

Червячные редукторы применяют для передачи движения между валами, оси которых перекрещиваются.

По относительному положению червяка и червячного колеса различают три основные схемы червячных редукторов: с нижним, верхним и боковым расположением червяка. При нижнем расположении червяка условия смазывания зацепления лучше, при верхнем хуже, но меньше вероятность попадания в зацепление металлических частиц — продуктов износа.

Выбор схемы редуктора обусловлен удобством компановки привода в целом: при окружных скоростях червяка до 4−6 м/с предпочтительно нижнее расположение червяка. Передаточные числа червячных редукторов обычно колеблются в пределах U=880.Т.к. КПД червячных редукторов невысок, то для передачи больших мощностей и в установках, работающих непрерывно, проектировать их нецелесообразно. Практически червячные редукторы применяют для передачи мощности до 45 кВТ и в виде исключения до 150кВТ.

2.2 Кинематический и силовой расчет привода

2.2.1 Определить момент сопротивления барабана

T_З=Р_Б(D_Б/2)

Р_б=85кНусилие на барабане;

D_б=0,3м-диаметр барабана;

2.2.2 Опредилить угловую скорость на барабане (выходном валу)

n_вых= n_б=8 об/мин (число оборотов барабана)

2.2.3 Определить мощность привода

N₃=T₃w₃=12 750Нм0,838с^-1=10 685Вт10,685кВт

2.2.4 Определить КПД привода

_Р-КПД редуктора,

_0П-КПД открытой передачи,

_n-КПД пары подшипников,

₃-КПД закрытой передачи.

=_{Р 0Пn}

_Р=_3n² .

Выбираем средние значения КПД механических передач:

_0П=0,95;

_n=0,99;

_Р =0,97;

_Р=0,97(0,99)²=0,95

=0,950,950,99=0,89 [6]

2.2.5 Определить передаточное отношение привода

U=n_вх/n_вых

n_вх, n_вых— частота вращения входного и выходного валов соответственно

n_вх=96 об/мин,

n_вых=8 об/мин

U =96/8=12

2.2.6 Передаточное отношение открытой передачи:

Выбираем U_0П=3,81 (ГОСТ 2185−66) стр.7

2.2.7 Определение передаточного отношения редуктора

U_р= U/ U_0П=12/3,81=3,15;

Полученное значение входит в стандартный ряд по ГОСТ 2185–66.

2.2.8 Определить момент сопротивления на промежуточном валу

T₂=T₃/U_0П0П=12 750 Нм/(3,810,95)=3522,6Нм

2.2.9 Определить угловую скорость на входе

w₁=n_вх/30=3,1496об/мин/30=10,05с^-1

2.3 Геометрический прочностной расчёт цилиндрических закрытых передач (редукторов)

2.3.1 Выбор материала

Выбираем материал: сталь 45

[]_н =550 МПадопускаемое напряжение на контактную прочность.

2.3.2 Расчет геометрических параметров зубчатой передачи

1)Примем, z₁=18 — количество зубьев на шестерне, тогда

z₂= z₁ U_р=183,15=56,757 — число зубьев на колесе.

2)Межосевое расстояние :

Для косозубых передач

К_Нб=1,1(примем) — коэффициент, учитывающий неравномерность

распределения нагрузки между зубьями.

К_Н=1,11 — учитывает неравномерность распределения нагрузки по ширине венца.

К_Н=1,02 — учитывает влияние динамической нагрузки, возникающей в

зацеплении.

_ва=0,4 коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию для косозубых колёс [6]табл. 3.1,3.6

Ближайшее стандартное значение а=250мм

3)Определение нормального модуля зацепления:

в=26⁰ — угол наклона линии зуба (примем), тогда Входит в ряд стандартных значений.

4)Определим основные размеры для шестерни и колеса:

А)диаметры делительные:

— на шестерне

— на колесе Проверка:

Б)диаметры вершин зубьев:

— на шестерне

d_a1=d₁+2m_n=120мм+25мм=130мм

— на колесе

d_a2=d₂+2m_n =380мм+25мм=390мм В) диаметры впадин

— на шестерне

d_f1=d₁-2,5m_n=120мм-2,55мм=107,5 мм

— на колесе

d_f2=d₂+2,5m_n=380мм-2,55мм=367,5 мм Г) ширина венца колеса

b₂=_baa=0,4250=100мм;

Д)ширина венца шестерни

b₁= b₂+5мм=105мм Е) длина зуба

b_з2= b₂/cos в=100мм/cos 26⁰=111,26 мм

b_з1= b₁/cos в=105мм/cos 26⁰=116,82 мм Окружная скорость колёс:

При такой скорости для косозубых колёс следует принять восьмую степень точности ([6] табл.3.4)

Уточняем коэффициенты: К_H= К_H К_H К_HV

К_H=1,06;

К_H=1,15;

К_HV=1,0; при условии, что _bd=b₁/d₁=105мм/120мм=0,875 и симметричном рясположении колёс К_H=1,061,151,0=1,219

2.3.3 Проверка зубчатой передачи на контактную прочность

520,24Н/мм²550 Н/мм²=[]_H

2.3.4Определение усилий зацепления

— окружные:

— радиальные:

б=20⁰ — угол защепления зубьев, тогда

— осевые:

2.4 Расчёт открытой конической передачи

2.4.1 Выбор материала

Принимаем для шестерни и колеса одну и ту же марку стали .

Сталь 45 с твёрдостью НВ 190 Н/мм²

Допускаемое напряжение при проверке зубьев на выносливость по напряжению изгиба Коэффициент запаса прочности [n]_f определяют как произведение двух коэффицитов [n]_f=[n]_f[n]_f [6]

[n]_f — учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колёс ([6], табл. 3.9)

[n]_f=1,75-учитывает нестабильность свойств материала зубчатых колес;

[n]_f — учитывает способ получения заготовки зубчатого колеса

[n]_f =1,0- для поковок и штамповок, тогда

[n]_f=1,75

_flimb=1,8HB=1,8190 Н/мм²=342 Н/мм²

2.4.2 Геометрические параметры конической передачи

1) Примем количество зубьев на

шестерне

Z₁=20, тогда

Z₂= Z₁ U_ОП=203,81=76,277 — количество зубьев на колесе.

2) Угол делительного конуса колеса:

₂=arctg (U_0П)=75,3;

угол делительного конуса шестерни:

₁=90-₂=14,7

3)Расчёт среднего окружного модуля:

_bm — коэффициент ширины венца по отношению к среднему модулю.

K_F — коэффициент нагрузки при расчёте на изгиб

K_F=K_FK_FV;

K_F=1,34 — учитывает неравномерность распределения нагрузки по длине зуба;

K_FV=1,45 — коэффициент динамичности; стр.35

K_F=1,943 .

Y_F — коэффициент формы зубьев, выбираемый в зависимости от эквивалентного числа зубьв Z_v:

Расчёт ведём по тому колесу, у которого отношение [_F]/ Y_F меньше,

т.к. материал одинаковый, то выбираем шестерню.

_F=0,85 — опытный коэффициент нагрузочной способности.

Т= Т₂=3522,610³ Нмм-вращающий момент на промежуточном валу.

4)Расчёт внешнего окружного модуля:

b — ширина зубчатого венца:

5)Определение среднего делительного диаметра:

— шестерни: d₁=mZ₁=10,8420=216,8 мм

— колеса: d₂=mZ₂=10,8477=834,68 мм

6)Определение внешнего делительного диаметра:

— шестерни: d_е1= m_еZ₁=12,6520=253 мм

— колеса: d_е2= m_еZ₂=12,6577=974,05 мм

7)Внешнее конусное расстояние:

8)Среднее конусное расстояние:

R=R_е — 0,5b=503,5мм — 0,5142,44мм=432,3 мм

9)Внешняя высота головки зуба:

h_ae = m_е =12,65 мм

10)Внешний диаметр вершин зубьев:

— шестерни: d_ае1= d_е1+2 h_aecos (₁)=253+212,65cos14.7=277,2 мм

— колеса: d_ае2= d_е2+2 h_ae cos (₂)=974,05+212,65соs75,3=980,4 мм

2.4.3 Определение усилий, действующих в зацеплении

- окружное:

— радиальные и осевые усилия:

P_r2 = P_a1=Ptg (б) cos (₁)=32 500Нtg20cos14.7=11 441,8Н

P_a2= P_r1= Ptg (б) cos (₂)=32 500Нtg20cos75,3=3001,7Н

2.4.4 Проверка зубьев на выносливость по напряжению изгиба

2.5 Конструирование деталей и эскизная компоновка редуктора

2.5.1 Ориентировочный расчёт валов из условия на кручение:

Определить диаметры выходного конца ведущего и ведомого валов:

Материал — сталь 45, тогда []_k — допускаемое касательное напряжение при кручении, причем:

[]_{kР ведущего вала}=25Н/мм²; [6]

[]_{k ведомого вала}=20 Н/мм².

T — крутящий момент, действующий на валу, тогда:

Принимаем стандартные значения:

d_В1=60мм; d_В2=95мм.

2.5.2 Определение основных конструктивных размеров валов

1) диаметры под подшипник:

А) ведущий вал: d_n1 = d_В1+(2…5)мм=60мм+5мм=65мм, Б) ведомый вал: d_n2 = d_В2+(2…5)мм=95мм+5мм=100мм

Принять за основу ступенчатую конструкцию вала.

Шарикоподшипники радиально-упорные (ГОСТ 831−75)

А)№ 46 313 d=65мм — диаметр внутреннего кольца;

D=140мм — диаметр внешнего кольца подшипника;

В=33мм — ширина подшипника;

С=113кН — динамическая грузоподъемность;

С₀=75 кН — статическая грузоподъемность;(средняя узкая серия) Б) № 46 320, где d=100мм, D=215мм, В=47мм, С=213кН, С₀=177кН.(тяжелая серия)

Шестерню выполняем за одно целое с валом, где

d_ш =d₁ =120мм

d_a1=130мм

b_ш= b₁=105мм,

(2…2,5) d_в1=2,460=144мм

Ведомый вал:

b₂=100мм-ширина колеса

d_k2=d_n2+(2…5)мм=100мм+5мм=105мм — размер под колесо;

d_S=d_k2+(2…5)мм=110мм — размер под бортик.

— продольные размеры:

L_K=(1,2…1,5)d_k2=1,4105=147мм — длина ступицы колеса;

S=5мм — длина под бортик;

(2…2,5) d_в2=2,495=228мм.

Входной вал:

Выходной вал:

2.5.3 Конструирование колеса:

D_ст=1,6d_k=168 мм — диаметр ступицы;

=(2,5…4)m_n=45=20 мм-толщина обода;

b₂=100мм — ширина венца колеса;

d_f2=367,5 мм;

d₂=380мм;

d_а2=390мм;

L_к=147мм;

С=0,3b₂=30мм — толщина диска.

2.5.4 Определение конструктивных размеров корпуса редуктора

— Толщина стенки корпуса редуктора:

=0,025a_w+1мм=0,25 250мм+1мм=7,25 мм

— Толщина стенки крышки редуктора:

₁=0,02a_w+1мм=0,2 250мм+1мм=6 мм.

Первый этап компоновки редуктора: служит для приближённого определения положения зубчатых колёс относительно опор для

последующего определения опорных реакций и подбора подшипников.

Очерчиваем внутреннюю стенку корпуса:

а) принимаем зазор между торцом колеса и внутренней стенкой корпуса А=1,2=1,27,25мм=8,7 мм б) принимаем зазор от окружности вершин зубьев шестерни до внутренней

стенки корпуса А=8,7 мм Причем:

у=8…10мм=8мм;

а₁= а₂=А+ b₂/2+y+ b_n1/2=8,7+100/2+8+33/2=83,2 мм.

b₁= b₂=А+ b₂/2+y+ b_n2/2=8,7+100/2+8+47/2=90,2 мм.

b₃ = (2…2,5) d_в2+ b_n2/2=237,5+47/2=261мм.

2.6 Расчет долговечности подшипников

Расчет вала на усталостную прочность.

2.6.1 Ведущий вал

2.6.1.1 Определение сил и моментов

Р=18 540Н (окружная сила)

Р_a=5316Н (радиальная сила) Р_r=7020Н (осевая сила) М=Р_а(d₁/2)=5316Н (120мм/2)= 319 000Нмм

2.6.1.2 Определение реакций в опорах

Вертикальная плоскость:

М (А)=0

P_rа₁+M-V_B2а₁=0

V_B= (P_rа₁+M)/2а₁=(7020Н83,2мм+319 000 Нмм)/283,2мм=5427H

M (B)=0

V_A2а₁ -P_rа₁+M=0

V_A= (P_rа₁-M)/2а₁=(7020Н83,2−319 000Нмм)/283,2мм=1593H

Проверка: V_A-P_r+V_B=0

Горизонтальная плоскость:

М (А)=0

— Pа₁+Н_В 2а₁=0

Н_В= H_A=Pа₁/ 2а₁=Р/2=18 540Н/2=9270Н.

M (B)=0

— H_A 2 a₁+P a₁=0

H_A=P/2=9270H

2.6.1.3 Определение эквивалентной нагрузки

Р_Э=(хК_VF_r+yF_a)K_БК_Т [4]

х, у-коэффициенты радиальной и осевой нагрузки;

К_V=1-коэффициент, учитывающий вращение колец подшипника

K_Б=1,2 -коэффициент безопасности К_Т=1, если t100Cтемпературный коэффициент

F_r=R_max=R_B;

F_а= Р_а=5316Н — осевая нагрузка;

отношение F_a/C₀=5316/75 000=0,071, этой велечине соответствует l0,68 [6]

Отношение P_a/R_B=5316/10 740=0,495

Р_Э=(110 740Н+0) 1,21=12 888Н

2.6.1.4 Определение расчетной долговечности

— в миллионах оборотов:

— в часах:

Оставляем данную серию подшипников.

2.6.2 Ведомый вал

2.6.2.1.Определение сил и моментов

Р=18 540Н, Р₁=32 500Н — окружная сила;

Р_a=5316Н, Р_a1=11 441.8Н — осевая сила;

Р_r=7020Н, Р_r1=3001.7Н — радиальная сила;

М_а=Р_а(d₂/2)=5316Н (380мм/2)=1 010 000Нмм; М_а1=Р_а1(d_1оп/2)=11 441.8Н (216,8мм/2)=1 240 000 Нмм.

b₁=b₂=90.2мм; b₃=261мм

2.6.2.2 Определение реакций в опорах.

Вертикальная плоскость:

М (А)=0

P_rb₁+M_a-V_B2b₁+P_r1(2b₁+b₃)-M_a1=0

V_B= (P_rb₁+M_a+P_r1(2b₁+b₃)-M_a1)/2b₁

V_B=(7020Н90,2мм+1 010 000Нмм+3001.7Н (290,2мм+261мм)-1 240 000Нмм)/ 290,2мм=9580H

M (B)=0

V_A2b₁-P_rb₂+M_a -M_a1+P_r1b₃=0

V_A= (P_rb₂-M_a +M_a1-P_r1b₃)/2b₁

V_A=(7020Н90,2мм-1 010 000Нмм+1 240 000Нмм-3001.7Н261мм)/ 290,2 мм =442H

Проверка: V_A-P_r+V_B-P_r1=0

Горизонтальная плоскость:

М (А)=0

— Pb₁-Н_В 2b₁ +P₁(2b₁+b₃)=0

Н_В=(P₁(2b₁+b₃) — Pb₁)/ 2b₁=(32 500Н (290,2мм+261мм)-18 540Н90,2мм)/

290,2мм=70251H

M (B)=0

— H_A2b₁-Pb₂-P₁b₃=0

H_A=(Pb₂+P₁b₃)/2b₁=(18 540Н90,2мм+32 500Н261мм)/290,2мм= 56 291Н Проверка: Н_А+Р₁-Н_В-Р=0

2.6.2.3 Построение эпюр

Вертикальная плоскость.

1)-V_Ax=M (x) 0xb₁

M (0)=0

M (b₁)=-442H0.0902м=-39.86Нм

2) b₁xb₂+b₁ M (x)=-V_Ax-M_a+P_r(x-b₁)

M (b₁)= -V_A b₁-M_a=-39.86Нм-1010Hм= -1049.86Нм

M (2b₁)=-V_A2b₁-M_a +P_rb₁=-39.86Н20,0902м-1010Нм+7020Н0,0902м=

=-383.98Нм

3) b₁+b₂xb₂+b₁+b₃ M (x)= -V_Ax-M_a+P_r(x-b₁) -V_B(x-2b₁)

M (2b₁)= -383.98Hм

M (2b₁ +b₃)= -V_A(2b₁+b₃) — M_a +P_r(b₂+b₃) -V_Bb₃= -1240Hм Горизонтальная плоскость

1)М (х)=Н_Ах 0xb₁

M (0)=0

M (b₁)=Н_Аb₁=56291H0,0902м=5077Нм

2) b₁xb₂+b₁ M (x)=Н_Ax-P_r(x-b₁)

М (b₁)= 5077Нм

М (b₁+b₂)=H_A2b₁-Pb₁=56 291Н20.0902м-18 540Н0,0902м=8483Нм

3) b₁+b₂xb₂+b₁+b₃ M (x)=Н_Ax-P_r(x-b₁)-Н_B(x-2b₁)

М (b₁+b₂)=8483Нм М (b₁+b₂ +b₃)=H_A(2b₁+b₃)-P_r(b₂+b₃)-H_Bb₃=56 291Н (20,0902м+0,261м);

— 18 540Н (0,0902м+0,261м) -70 251Н0,261м= 0,0880 Нм

Построение эпюр:

2.6.2.4 Определение эквивалентной нагрузки

Р_Э=(хК_VF₂+yF_a)K_БК_Т

F₂=R_max=R_B

F_a= Р_a =2650Н К_V=1-коэффициент учитывающий вращение колец подшипника

K_Б=1,2 -коэффициент безопасности К_Т=1, если t100Cтемпературный коэффициент

F_a/C₀=5316Н/177 000Н=0,03, этой величине соответствует l0,68

([6], стр.119)

Отношение P_a/R_B=5316Н/70 901Н=0,075l, следовательно х=1,у=0

Р_Э=1 170 901Н1,21=85 081Н

2.6.2.5 Определение расчетной долговечности

— в млн. об.

— в часах:

Оставляем данную серию подшипников.

2.7 Уточнённый расчет валов

2.7.1 Выбрать материал вала

Примем для вала углеродистую сталь 30ХГС.

Предел временного сопротивления _в=1020МПа.

2.7.2 Определить изгибающие моменты

вертикальная плоскость: М_из А-А=-1050Нм; М_из В-В=-457Нм

горизонтальная плоскость: М_из А-А=5077Нм; М_из В-В=8483Нм

Наиболее опасное сечение: В-В

2.7.3 Полярный момент сопротивления

W_с=0,2d_n2³ =0,2(100мм)³=20 010³мм³

2.7.7Определение амплитуды касательных напряжений:

_а=T₂/W_с=(3522,610³Нмм)/20 010³мм³=17,613Н/мм².

Т₂=3522,6Нм — момент сопротивления на промежуточном валу.

2.7.8Определение коэффициентов запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям:

_-1, ф_-1 — пределы выносливости при симметричном цикле для нормальных и касательных напряжений.

_-1=0,43_в=0,431 020=438,6МПа;

ф_-1=0,58_-1=0,58 438,6=254,4МПа;

е, е_ф — масштабные коэффициенты;

Считая, что диаметр вала в сечении В-В равен 100 мм, тогда:

е=0,70;

е_ф=0,59; [6]

в — коэффициент, учитывающий влияние шероховатости поверхности;

в=0,97, если шероховатость R_a=0,32мкм;

к, к_ф — эффективные коэффициенты концентрации напряжений.

Концентрация напряжений обусловлена переходом от диаметра 100 мм к диаметру 95 мм, и считая что,

d_n2/d_в2=100мм/95мм=1,05 и r/d_в2=2,5мм/95мм=0,026 примем:

к=2,35−0,540,016/0,02=1,9

к=1,45−0,160,016/0,02=1,32 /используя интерполяцию/ [6]

2.7.9 Результирующий коэффициент запаса прочности:

Этот коэффициент возможен только при расчете вала на жесткость.

2.7.10 Расчет вала на жесткость:

[ц₀]=[5−22]10^-3рад/м — допускаемый угол закручивания;

М_КР — крутящий момент, действующий в расчетном сечении:

М_КР= М=8495,310³Нмм;

G — модуль сдвига /для стали G=810⁴Н/мм²/;

I_с — полярный момент инерции расчетного сечения:

Проверка на жесткость выполнена.

2.8 Выбор и анализ посадок

2.8.1 Выбор посадок для основных сопрягаемых деталей

65К6, 100К6-соединение внутренних колец подшипников качения на

валы, /отклонение вала/.

140Н7, 215Н7- соединение наружных колец подшипников качения в корпусе,/отклонение отверстия/.

105Н7/6 — зубчатое колесо на вал, в случае частого демонтажа /переходная посадка/.

2.8.2 Анализ посадок

1)Определение предельного отклонения основного отверстия 105Н7/n6:

Для основного отверстия Н7:

верхнее отклонение 105 ЕS=+35мкм нижнее отклонение 105 ЕI=0мкм Для вала таблица 10.12. 6] n6

верхнее отклонение es=+45

нижнее отклонение ei=+23

Предельные размеры, мм:

Отверстие Н7 D_max=105,035 D_min=105,000

Вал n6 d_max=105.045мм, d_min=105.023мм

1.Определение минимального значения натяга

N_min=ES-ei=0,035−0,023=0,012 мм

2.Определение максимального значения натяга

N_max=es-EI=45−0=0.045мм

3.Определить допуск на отверстие и на вал:

Т_Д=ES=EI=0,035 мм Т_d=es-ei=0,022 мм

4. Построим схему допусков:

Cписок использованной литературы

провод воздушная линия коническая передача Справочник по проектированию линий электропередачи /М.Б. Вязьменский, В. Х. Ишкин, К. П. Крюков и др. Под ред.М. А. Реута и С. С. Рокотяна.-2-е изд., перераб. и доп.-М.:Энергия, 1980.-296 с., ил.

Кастанович М. М. Монтаж воздушных линий электропередачи до 110кВ. М.,"Энергия", 1976. 272 с. ил. (Справочник электромонтажника).

Выбор исходного режима и построение монтажных графиков при расчете ЛЭП с применением ЭВМ. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсу «Прикладная механика «для студентовЭЭФ II курса всех форм обучения. НЭТИ Новосибирск 1987.

Конспект лекций и практика. Козлов А.Г.

Сопротивление материалов, Н. М. Беляев, Главная редакция физико-математической литературы изд-ва «Наука «, 1976 г., стр. 608 с ил.

Курсовое проектирование деталей машин:

Учебное пособие для учащихся машиностроительных специальностей техникумов/ С. А. Чернавский, К. Н. Боков, И. М. Чернин и др.-2-е изд., перераб. и доп.-М.: Машиностроение, 1988.-416 с.: ил.