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;