Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
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 0,342.2 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 30,365. Расчет элементов привода
Исходные данные:
74 105.1 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 18Выбираем соответствующую гайку и шайбу:
Гайка Шайба 6 10 10,9 5 6,1 1,4Назначаем 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 0,3Для 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 74 106.1 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 17,0Для 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 25Выбираем соответствующие пружинные шайбы по ГОСТу 6402-70:
Шайба 8 8,2 2,06.2 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;
5. Подшипники качения: Справочник-каталог /Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. – М.: Машиностроение, 1984.