Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины
Разработка технологического процесса изготовления полумуфты. Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах. Подбор шпонок и проверка на прочность шпоночных соединений. Предварительный выбор подшипников. Расчет привода валоповоротного устройства.
Рубрика | Производство и технологии |
Вид | дипломная работа |
Язык | русский |
Дата добавления | 20.03.2017 |
Размер файла | 2,1 M |
Отправить свою хорошую работу в базу знаний просто. Используйте форму, расположенную ниже
Студенты, аспиранты, молодые ученые, использующие базу знаний в своей учебе и работе, будут вам очень благодарны.
Размещено на http://www.allbest.ru/
ВВЕДЕНИЕ
Производство электроэнергии в России осуществляется на электростанциях. В состав электростанции входят турбогенераторы, котлы, котлы водогрейные, турбокомпрессоры.
Котлы вырабатывают пар, который вращает ротор турбин и генераторов, преобразуя пар в электрический ток.
Электростанции бывают: тепловыми (ТЭС), конденсационными (КЭС) и промышленные теплоцентрали (ТЭЦ). Электростанции использующие ядерное топливо называются атомными (АЭС).
Гидроэлектростанции используют в качестве рабочей среды природные ресурсы (воду) - реки, водохранилища.
Конденсационные электростанции вырабатывают только электрическую энергию.
Тепловые электростанции помимо энергии вырабатывают тепло.
Для нужд промышленности используют теплоэнергоцентрали, выработка электричества, отопления, дутья для технологических процессов.
В состав ТЭЦ входит следующие основные сооружения: главный корпус, центральная водоподготовительная установка, водогрейная котельная, склад промпродукта с трактами топливоподачи, система оборотного водоснабжения с башенными градильнями.
ТЭЦ-ЭВС-2 - теплоэлектроцентраль электровоздуходувная станция № 2, является структурным подразделением ПАО "Северсталь" и входит в состав управления главного энергетика дирекции по производству.
Строительство первой очереди тепловой электрической станции осуществлялось в пусковом комплексе первой очереди доменной печи № 5 по проекту, выполненному Ювэнергочерметом совместно с другими проектными организациями. Пуск 1-ой очереди ТЭЦ-ЭВС-2 осуществлен в 1986 году. Строительство ТЭЦ-ЭВС-2 определялось необходимостью:
- обеспечения тепловых (в горячей воде и промышленном паре) и электрических нагрузок объектов комплекса ДП № 5, вводимых в связи со строительством ДП № 5, покрытия дефицита энергоресурсов как действующих потребителей, так и вводимых в перспективе объектов;
- обеспечения третьего независимого и надежного источника питания электроэнергией для потребителей особой группы 1-ой категории надежности (электрокомпрессора доменного дутья для ДП № 5, доменные насосные станции водоснабжения, пульты управления и др.);
- использования избытков вторичных топливных ресурсов (доменный и коксовый газы, промпродукт) действующих и вводимых в перспективе производств.
- ТЭЦ-ЭВС-2 расположена на территории ПАО "Северсталь", г. Череповец, Вологодской области и входит в состав объектов теплосилового хозяйства.
- На ТЭЦ-ЭВС-2 установлено следующее основное оборудование:
- два энергетических котла типа ТПГЕ-431 производительностью по 500 т/час давлением 140 ата, температурой 560 ?С каждый;
- два водогрейных котла типа КВГМ-100 производительностью по 100 Гкал/час каждый;
- две паровые турбины типа ПТ-80-130/13 с турбогенераторами типа ТВФ-110 и ТВФ-120 номинальной мощностью по 80 МВт каждый;
- три электрокомпрессора фирмы "Зульцер", Швейцария типа АV-90(100)-14 + R125-4 производительностью 5500 нм3/час.
Установленная электрическая мощность составляет 160 МВт, тепловая: по пару - 370 т/час, по горячей воде - 360 Гкал/час.
Топливом для энергетических котлов ТЭЦ-ЭВС-2 являются доменный и коксовый газы и промпродукт, для водогрейных котлов - природный газ.
Основной задачей ТЭЦ-ЭВС-2 является выработка электроэнергии, пара, тепла с горячей водой и химочищенной воды для цехов ПАО "Северсталь" и сторонних потребителей, использование (утилизация) горючих отходов металлургического производства - доменного и коксового газов, промпродукта, а также обеспечение дутьем необходимых параметров доменной печи № 5.
Тепловая схема электростанции типовая, с поперечными связями. Режим работы агрегатов ТЭЦ-ЭВС-2 круглосуточный. Схема выработки электрической и тепловой энергии комбинированная. Все виды производимой продукции ТЭЦ-ЭВС-2 соответствуют ГОСТам, ТУ и другим требованиям для данных видов продукции.
ТЭЦ-ЭВС-2 обеспечивает технологические нужды ПАО "Северсталь" тепло- и электроэнергией и другими энергоресурсами, позволяет избежать глубоких ограничений в электроэнергии от системы, которые постоянно имеют место, возможность ввода новых объектов, развитие, реконструкцию и расширение действующих производств.
Продукция ТЭЦ-ЭВС-2 имеет высокое качество и поэтому дополнительных затрат на корректировку, преобразование и стабилизацию параметров при использовании не требуется.
Технологическая схема ТЭЦ-ЭВС-2 представляет собой сложный процесс. В главном корпусе установлено 2 паровых котла и 2 паровые турбины.
Котлы работают на совместном и раздельном сжигании доменного, коксового газов и промпродукте. Резервным топливом является природный газ.
Топливоподача с системой конвейеров и перегрузочных узлов предназначена для подачи промпродукта на котлы.
Для системы гидрозолоудаления котлов используется осветленная вода с золошламонакопителя, а отвод жидких производственных отходов станции осуществляется через багерную насосную станцию на золошламонакопитель.
Для отпуска тепла с горячей водой в зимнее время в пиковой водогрейной котельной установлено 2 водогрейных котла типа КВГМ-100. Для охлаждения конденсаторов турбин и промежуточных холодильников компрессоров ЭВС принята оборотная система водоснабжения.
Для восполнения потерь пара предназначена центральная водоподготовительная установка станции, в состав которой входит обессоливающая установка с предочисткой и деаэраторной установкой, установка подпитки теплосети и установка конденсатоочистки.
1. АНАЛИЗ СОСТОЯНИЯ ВОПРОСА, ЦЕЛЬ И ЗАДАЧИ ВЫПУСКНОЙ КВАЛИФИКАЦИОННОЙ РАБОТЫ
Паровая турбина - это установка, преобразующая тепловую энергию в движение ротора.
Турбина представляет собой одновальный одноцилиндровый агрегат, который имеет сопловое парораспределение, регулирующие клапана, расположенные в паровых коробках, цилиндр высокого давления литой конструкции жаропрочной стали.
Для работы турбины необходимы следующие параметры:
- давление свежего пара;
- температура свежего пара;
- расход охлаждающей воды;
- расход острого пара;
- мощность турбины;
- давление и расход отборов пара.
Под надежностью паровых турбин понимают ее особенность к выработке предусмотренной мощности при заданных условиях и режимах эксплуатации. Компрессор необходим для подачи дутья на доменное производство для обеспечения технологического процесса горения.
Давление подающей смеси осуществляется за счет нагружения турбоагрегата.
К компрессорам предъявляются следующие требования:
- устойчивая работа;
- высокий КПД на всех рабочих режимах;
- равномерность потока на входе и на выходе из компрессора;
- простота и надежность.
Осецентробежный компрессор одновальный, двухцилиндровый с промежуточным охладителем и электродвигателем типа WX14L-056 фирмы «ВВС» предназначен для сжатия воздуха с объемной долей кислорода в дутье до 40 %, необходимого доменному цеху.
Компрессор приводится в движение паровой турбиной (далее по тексту главный двигатель). Соединение вала компрессора с валом главного двигателя осуществляется с помощью муфтового соединения. Смазка подшипников компрессора, главного двигателя и возбудителя осуществляется принудительной циркуляционной масляной системой, состоящей из установки смазочного масла и системы смазки высокого давления, используемой для подъема вала при пуске. В качестве рабочей среды для привода отсечной и регулирующей арматуры используется сухой азот давлением 3 бар, а для привода серводвигателей - силовое масло с давление 120 бар. Силовое масло подается от специальной установки силового масла. Сухой азот подается от автономной установки осушки азота (далее по тексту УОА).
Компрессор оснащен системой автоматического управления и регулирования Freelance 2000, обеспечивающей автоматический пуск и останов воздуходувки (далее по тексту ЭВД), поддержание заданного давления дутья или расхода и содержания кислорода в дутье, а также отражение состояния технологического оборудования и сигнализацию об отклонениях в его работе.
Цилиндр низкого давления (далее по тексту ЦНД).
ЦНД - четырнадцатиступенчатый осевой компрессор. Каждая ступень ЦНД состоит из ряда рабочих лопаток, расположенных по окружности ротора, и ряда поворотных направляющих лопаток, собранных на статоре. Ротор ЦНД состоит из полностью кованого цилиндра постоянного диаметра с собранными на нем четырнадцатью рядами рабочих лопаток. В торцах вала расположены откованные заодно с ним поршни для уравновешивания осевых усилий. Кольцевая камера за разгрузочным поршнем со стороны всасывания сообщена выравнивающим трубопроводом с диффузором ЦНД, а кольцевая камера за поршнем со стороны нагнетания сообщена выравнивающим трубопроводом с входом ЦНД. Ротор покоится на двух выносных опорных подшипниках скольжения со смазкой, подаваемой под давлением.
Цилиндрические регулируемые вкладыши подшипников установлены на колодках (подушках), которые прикреплены к вкладышу винтами и служат для установки под них стальных прокладок при необходимости смещения вкладыша и изменения радиальной установки ротора. Наружные поверхности колодок обработаны концентрично с расточками корпусов и установлены с натягом. Для предотвращения проворачивания вкладыши стопорятся в корпусах штифтами.
В одном корпусе с опорным подшипником со стороны нагнетания расположен упорный подшипник балансирного типа. Упорные сегменты с баббитовой заливкой, расположенные с обеих сторон упорного диска вала, упираются в два ряда уравнительных сегментов, установленных в виде замкнутой цепи по окружности и заключенных в обоймы.
Осевой разбег в подшипнике может регулироваться за счет изменения толщины установочных колец.
Для предотвращения утечек масла из камеры упорного подшипника служат 2 кольцевые выточки в обоймах со вставленными в них уплотнительными кольцами.
На смазку опорных и упорного подшипников подается масло из системы смазки давлением 1,5 бар через дроссельные шайбы
Через специальные штуцеры в корпусе опорных подшипников в их нижние половины подается масло высокого давления до 600 бар для подъема вала компрессора во время пуска. Отработанное масло сливается в картер и далее через маслоотводящую трубу в бак смазочного масла
Для замера температуры подшипников используются специальные гибкие термопары.
Концевые уплотнения по валу - лабиринтовые. Уплотнительные гребни зачеканены проволокой в канавках, выточенных на валу. В корпусе лабиринтовых уплотнений имеются 3 кольцевых камеры для подпора и отсоса газа, служащие для предотвращения утечек дутья и попадания масла в проточную часть компрессора
Во внешнюю камеру подпора IV со стороны всасывания и нагнетания подается сухой азот давлением 0,2 бар, поддерживающим с помощью пневматического регулятора "после себя". Камеры подпора II сообщаются трубопроводом с камерами отсоса II концевых уплотнений цилиндра высокого давления (далее по тексту ЦВД). Удаление газовой смеси в атмосферу производится из средних камер III. Перепад давлений на уплотнениях:
азот - атмосфера - 20 - 30 мбар;
дутьё - атмосфера - 50 - 70 мбар.
Статор компрессора представляет собой обойму переменного диаметра с собранными на ней пятнадцатью рядами направляющих поворотных лопаток. Статор имеет горизонтальный разъем и вставлен в соответствующие расточки корпуса. Точность взаимного расположения двух половин статора обеспечивается коническими штифтами. Оси поворотных лопаток вставлены во втулки обоймы с угольными подшипниками. С внешней стороны обоймы на оси лопаток насажены рычаги с ползунами. Снаружи обоймы статора концентрично расположены приводной цилиндр направляющего аппарата с расположенными по ее длине (на его внутренней стороне) кольцами, в пазы которых вставлены ползуны рычагов направляющих лопаток.
Приводной цилиндр со стороны всасывания и нагнетания имеет по паре (слева - справа) направляющих штанг, движущихся в направляющих, закрепленных на четырех приливных плоскостях нижней части корпуса. Направляющие штанги слева по ходу воздуха перемещаются в осевом направлении, а направляющие штанги справа имеют возможность осевого и поперечного перемещения. Поступательное движение приводного цилиндра посредством рычагов преобразовывается во вращательное движение направляющих лопаток.
Корпус ЦНД литой (материал - серый чугун) состоит из двух половин с горизонтальным разъемом между ними. Верхняя и нижняя половины корпуса имеют фланцы, которые стягиваются болтами. Точность взаимного расположения половин корпуса обеспечивается 4 коническими штифтами с гайками, плотно поставленными в обе половины корпуса.
Нижняя часть корпуса крепится к фундаментной раме с помощью 6 опор:
а) 2 фиксирующих опоры со стороны нагнетания;
б) 2 опоры со стороны всасывания, по которым осуществляется перемещение корпуса от теплового расширения;
в) 2 промежуточные опоры, предотвращающие прогиб корпуса.
За прямолинейным безлопаточным участком проточной части ЦНД расположен криволинейный диффузор. Со стороны нагнетания в приливах корпуса для соединения с рамой вставлены две прямоугольные шпонки, уложенные в шпоночных канавках, которые допускают температурные расширения корпуса в направлении, перпендикулярном оси компрессора. Входной и выходной патрубки ЦНД направлены вниз и отлиты заодно с соответствующими частями нижней половины корпуса. Осевое перемещение корпуса ЦНД и фиксирование взаимного осевого положения корпуса ЦНД и подшипников осуществляется с помощью двух шпоночных соединений, расположенных в торцевых плоскостях корпуса по оси ЦНД.
Для привода поворотных направляющих лопаток имеется 2 гидравлических серводвигателя .
Серводвигатели крепятся к нижней части корпуса ЦНД с двух сторон с помощью цапф.
Движение поршня серводвигателя на приводной цилиндр направляющего аппарата передается через приводную штангу с шаровидной деталью на конце, которая с помощью двух резьбовых втулок и гаек соединяется с толкателем приводного цилиндра.
ЦВД - четырехступенчатый радиальный компрессор одностороннего всасывания.
Всасывающий и нагнетательный патрубки расположены в нижней части корпуса.
Корпус ЦВД литой с горизонтальным разъемом. Внутренняя расточка корпуса, по которой осуществляется радиальная посадка диафрагм и диффузоров, выполнена одним диаметром.
Неподвижная опора корпуса находится со стороны ЦНД.
Корпусы опорных подшипников являются съемными и крепятся к корпусу ЦВД при помощи шпилек.
В нижней части корпуса ЦВД имеется прилив для перепускного трубопровода из задуммисной камеры I в нагнетательную линию ЦНД.
Вал ЦВД опирается на два опорных подшипника скольжения со смазкой под давлением, конструкция которых аналогична конструкции опорных подшипников ЦНД. Диффузоры ЦВД - безлопаточные, обратные направляющие аппараты - лопаточные. После диффузора четвертой ступени расположена улитка, отлитая заодно с корпусом. Компрессор снабжен внутренними (по покрывающим дискам, думмису и валу) лабиринтовыми уплотнениями и концевыми уплотнениями. В корпусах концевых уплотнений имеются 3 кольцевых камеры для создания газового затвора. Воздух протечек из внутренних камер II ЦВД отсасывается в камеру II подпора концевых уплотнений ЦНД.
Ротор состоит из кованого вала, четырех запрессованных в горячем состоянии рабочих колес и думмиса. Колеса застопорены на валу штифтами. Центробежные колеса: два диаметром 1400 мм и два диаметром 1250 мм состоят из втулок, основных и покрывных дисков и приварных пространственных лопаток, загнутых назад. Приварка лопаток осуществляется автоматической сваркой.
Протечки дутья через уплотнения думмиса из задуммисной камеры I ЦВД направляются в нагнетательную линию ЦНД. Оба конца вала выполнены в виде полумуфт.
Соединение валов ЦВД, ЦНД, главного двигателя осуществляется с помощью жестких муфтовых соединений. Полумуфты соединены призонными болтами, точно без слабины подогнанными к поверхностям соответствующих болтовых отверстий в полумуфтах.
Вал ЦВД соединен с валами ЦНД и главного двигателя через промежуточные валы с полумуфтами на их концах, выполненных заодно с валами.
Промежуточный воздухоохладитель.
Охлаждение воздуха после сжатия в ЦНД осуществляется в промежуточном воздухоохладителе фирмы "GEA" (Германия).
Промежуточный воздухоохладитель состоит из двух секций охлаждающих элементов и водоотделителя, расположенных последовательно по ходу воздуха и вертикально вставленных в общий резервуар.
Охлаждающий элемент состоит из ребристых труб, которые завальцованы в трубные доски, ребристые трубы состоят из круглых труб специального сплава CuNi10Fe и круглых, намотанных спиралеобразно, медных ребер. Сливы из пучков труб выведены наружу промежуточного воздухоохладителя в самых низких местах резервуара в трубопровод безнапорного слива ливневой канализации.
Водоотделитель состоит из листовых профилей, расположенных друг за другом в несколько рядов. Отбираемое от воздуха тепло отводится двумя потоками охлаждающей воды, которая подается в охлаждающие элементы по параллельной схеме. Каждый охлаждающий элемент имеет восемь рядов труб - два хода по воде.
При охлаждении воздуха влага, содержащаяся в нем, при достижении температуры точки росы выпадает и сепарируется в водоотделителе, находящемся на стороне выхода воздуха. Выпавшая влага непрерывно удаляется из промежуточного воздухоохладителя с помощью поплавкового конденсатоотводчика в трубопровод безнапорного слива ливневой канализации.
ПАО "СеверСталь" является одним из ведущих металлургических производств в России. Наряду с другими цехами ТЭЦ ЭВС-2 входит в состав ПАО "СеверСталь" и выполняет функцию поставщика кислородной смеси на доменное производство.
Для работы на ТЭЦ ЭВС - 2 используются:
- паровые турбины К-12-35-3 (рисунок 1);
- компрессоры К-3250-42-1.
В ходе работы данного оборудование имеются следующие недостатки:
- изгиб ротора из-за неравномерного остывания;
- вибрация;
- при охлаждении ротора, изгиб и задевание о крышки цилиндров.
Данные факторы могут привести к аварии.
Для исключения вышеперечисленных недостатков используется валоповоротное устройство (ВПУ), которое служит для медленного вращения валопровода турбины при пуске для создания разряжения внутри нее и в конденсаторе.
ВПУ представляет собой электродвигатель и понижающий редуктор, соединенный муфтой. В состав понижающего редуктора входят:
- червяк;
- зубчатая пара.
шпонка полумуфта подшипник привод
Рисунок 1 - Турбина паровая
Ведущая шестерня имеет два положения: левое и правое. В левом положении шестерня находится в нейтральном положении и электродвигатель крутится на холостом ходу. В правом положении шестерня находится в зацеплении с ротором турбины.
При подаче пара турбина вращается за счет энергии пара. При повышении поворотов турбины, валоповоротное устройство выходит из зацепления и встает в нейтральное положение.
Данная выпускная квалификационная работа позволит устранить вышеперечисленные недостатки и обеспечить бесперебойную и долговечную работу оборудования.
Цель проекта - модернизация компрессора для улучшения работы оборудования.
На основе поставленной цели требуется решить следующие задачи:
- спроектировать и рассчитать привод;
- спроектировать и рассчитать гидропривод;
- разработать конструкцию ВПУ;
- разработать технологию изготовления.
2. КОНСТРУКТОРСКАЯ ЧАСТЬ
2.1 Проектирование и расчет привода валоповоротного устройства
Валоповоротное устройство служит для вращения ротора центробежной воздуходувной машины при пуске и останове.
Вращение от вала электродвигателя передается через муфту на червячную пару.
Червячное колесо передает вращение через предохранительный кулачковый механизм на вал, соосный с ротором нагнетателя. На этом валу насажена подвижная кулачковая полумуфта, которая сцепляется с кулачковой полумуфтой на валу ротора турбовоздуходувки. Соединение кулачковых полумуфт осуществляется посредством механического рычажного досылающего пружинного механизма.
2.1.1 Разработка и описание принципиальной схемы устройства привода
Данные:
- крутящий момент (вал, шестерни) - 180 Н*м;
- темп вращения (вал, шестерни) - 120 об/мин;
- делительный диаметр шестерни - 132 мм.
Принципиальная кинематическая схема устройства показана на рисунке 2.
Рисунок 2 - Принципиальная схема устройства привода
2.1.2 Расчет устройства привода энергокинематический; определение КПД.
Общий КПД привода определяем по формуле:
общ=ч.* пш.ск* ?пш.кач. * ?м, (1)
где ч - КПД червячной передачи, ч =0,85;
пш.кач - КПД пары подшипников качения, пш.кач.=0,995;
?пш.ск - КПД пары подшипников скольжения, ?пш.ск.=0,99;
?м - КПД муфты, ?м = 0,98;
общ=0,85*0,99*0,995*0,98=0,82.
Находим силу мощности, необходимую для запуска механизма:
, Вт (2)
где Nвых - необходимый крутящий момент на приводном механизме, Вт;
Т - крутящий момент на валу, Н м;
? - угловая скорость вала, с-1.
Вт
По справочным данным выбираем асинхронный двигатель с короткозамкнутым ротором марки АИР90L2:
- мощность электродвигателя 3.00 кВт;
- напряжение питания 380 В;
- номинальная частота вращения 2840.0 мин-1.
Передаточное число привода:
Uобщ=Uред*Uвн.пр, (3)
где Uред - передаточное число редуктора;
Uвн.пр. - передаточное число внешней передачи.
Передаточное число внешней передачи произведем расчет по следующей формуле:
(4)
где nэл - скорость вращения электродвигателя, мин-1;
nв - скорость поворота, nч = 120 мин-1.
Подставим значения в формулы:
Uред = 2840/120 = 23,7
Uобщ.=23,7*4=94,8
Определяем силовые и кинематические параметры привода:
- номинальная частота вращения n1 = 2840.0 мин-1;
- номинальная частота вращения ротора n2 = 120.0 мин-1;
- возможное отклонение частоты вращения ±5 процентов.
Определим угловую скорость:
, с-1. (5)
с-1;
с-1.
Определяем мощность на роторе:
, кВт (6)
Мощность электродвигателя N1 = 3,0 кВт.
кВт
Определяем крутящий момент:
, Н*м (7)
Н*м;
Н*м
2.1.3 Расчет червячной передачи
Передаточное отношение червячной передачи Uред=23,7;
- на валу ведущем N1 мощность = 3.0 кВт;
- на валу ведомом N2 мощность = 2.4 кВт;
- момент на червячной передаче Т1 крутящий =10.1 Нм;
- момент на шестерне Т2 крутящий =190.5 Нм.
Венец зубчатого колеса производят из бронзы марки БРО5Ц5С5, а червяк из стали 40Х, с твердостью <320НВ. Определяем скорость скольжения исходя из зависимости:
(8)
Определим напряжения допустимые: расчет ведем по звену, зубу червяка, прочность которого устанавливает износостойкость. Критерий данной прочности - контактное напряжение. Витки червяка не рассчитывают, так как они изготовлены из стали и значительно прочнее бронзовых зубьев колеса. Определим допустимые напряжения [?]Н, Н/мм2 по формуле:
, Н/мм2 (9)
где КHL - долговечности коэффициент;
СV - коэффициент, учитывающий износ материала, СV=1,33.
Расчет коэффициента долговечности:
, (10)
где ?2 - угловая скорость червяка, с-1;
Lh -ресурс, ч.
Н/мм2.
С учетом верхнего расположения червяка (вне масляной ванны) допустимые напряжения уменьшаем на 15%:
Н/мм2.
Находим возможные напряжения изгиба зубьев [?]F, Н/мм2 по формуле:
, (11)
где ?Т - грань текучести материала, Н/мм2;
КFL - коэффициент долговечности при расчете на изгиб.
Коэффициент долговечности при расчете на изгиб определяют из зависимости:
. (12)
Н/мм2.
Определяем межосевое расстояние:
, мм. (13)
мм.
Значение 101.5 мм округлим до ближайшего большего значения по ГОСТ 2144-76, примем расстояние между осями.
Исходя из предполагаемых габаритов узла и механизмов управления, принимаем межцентровое расстояние равное 180 мм.
Определим число зубьев червяка и колеса. При передаточном числе передачи червячной количество зубьев червяка принимаем Z1 = 2.
Число зубьев в шестерне :
(14)
Полученное значение округлим в меньшую сторону и принимаем .
Определим модуль зацепления:
, мм (15)
Округлим значение модуля по ГОСТ 19672-74 до стандартного ряда, примем m=6,3 мм.
Коэффициент диаметра червяка можно определить по формуле:
(16)
Округляем в большую сторону значение до стандартного ряда, принимаем q = 10.
Коэффициент смещения инструмента определяют по формуле:
. (17)
При этом выполняют условие не подрезания и не заострения зубьев колеса [-1<X<1]. Условие выполняется [-1<0,1<1].
Фактическое межосевое расстояние определяют по формуле:
, мм. (18)
мм.
Определим основные геометрические размеры передачи и основные размеры червяка:
Диаметр делительный:
, мм. (19)
мм.
Диаметр начальный:
, мм. (20)
мм.
Вершин витков диаметр:
, мм. (21)
мм.
Впадин витков диаметр:
, мм. (22)
мм.
Угол подъема делительный, витков линии:
, рад. (23)
рад (11,31 град.).
Червячное колесо основные размеры:
- диаметр делительный :
, мм. (24)
мм;
- вершин зубьев диаметр:
, мм. (25)
мм;
- диаметр колеса наибольший :
, мм. (26)
мм;
- впадин зубьев диаметр:
, мм. (27)
мм;
- венца ширина:
, мм. (28)
мм;
- червяк, угол обхвата венцом <<2?>>:
, рад. (29)
рад. (63,8 град.).
Выполним проверочный расчет червячной передачи, рассчитаем коэффициент полезного действия. Формула для КПД:
. (30)
.
Проверочно рассчитаем передачу на прочность контактную. Проверочный расчет контактных напряжений зубьев колеса выполняем по формуле:
, Н/мм2 (31)
где Ft2 - сила на колесе окружная, Н
К - нагрузки коэффициент К=1.
Сила окружная на колесе:
Ft2=2*T2*103/d2, Н. (32)
Ft2=2*190,5*103/296,1=1287 Н
Н/мм2
Разрешенная перегрузка передачи до 5% и недогруз не больше 15%. (193,6-203,5)/203,5*100= - 4,87%. При этом выполняется условие прочности.
Проверочно рассчитаем передачу на прочность изгиба. Напряжение изгиба зубьев, по которым производится проверка, рассчитываем по формуле:
, Н/мм2. (33)
где [?]F -Изгиб колеса, допустимые напряжения Н/мм2;
YF2 - формы зуба колеса коэффициент YF2=1,55.
Н/мм2.
Исходя из вышеприведенного расчета, условие выполняется.
Произведем расчет червяка тепловой. Допустимая температура масла в корпусе червячной передачи [t]м=60…75°. При непрерывной работе червяка без искусственного охлаждения температура масла в корпусе определяем по формуле:
, °С, (34)
где tв - температура воздуха tв=20°;
N1 - допустимая на быстроходном валу мощность, Вт;
? - редуктора КПД фактический;
Кt - теплоотдачи коэффициент Кt=13;
А - S корпуса редуктора (теплоотдающей поверхности) , м2.
Площадь корпуса редуктора (теплоотдающей поверхности) можно ориентировочно рассчитать по формуле:
А=20*?w1,7, м2, (35)
20*0,181,7=1,08 м2.
°С.
Определим силы в зацеплении червячной передачи. Осевая сила на колесе равна окружной силе на червяке :
, Н. (36)
Осевая сила на колесе равна окружной силе на червяке:
Н.
Сила радиальная, надвигающая червяк и колесо:
, Н. (37)
где ? - угол зацепления, ?=20°.
Н.
2.1.4 Примерный расчет и конструирование вала приводного
Исходные данные:
момент на валу - 190,5 Нм;
материал вала - сталь 45.
Определим минимальный возможный диаметр вала, используя только крутящий момент по формуле:
, мм, (38)
где - момент крутящий на валу, Н?м;
- при кручении допустимое напряжение, Н/мм2.
При кручении допустимое напряжение определяем равным =20 Н/мм2.
мм.
Размер округляем в большую сторону, кратную 5 - 40 мм.
Из расчета на кручение, оценив предварительно диаметр, выполняем конструирование вала. Червячное колесо устанавливается на шейку вала с минимальным диаметром. Шейки длина - 78,0 мм (участок №1). Диаметр опор вала - 47,0 мм. Длину шейки, где размещается подшипник скольжения, берем 72,0 мм. Основной диаметр вала - 56,0 мм.
Призматическая шпонка предназначена для передачи вращающего момента. Подшипники скольжения устанавливаются на шейках вала и крепятся крышками корпусов, что изображено рисунке 3.
Цилиндрические регулируемые вкладыши подшипников установлены на колодках (подушках), которые прикреплены к вкладышу винтами и служат для установки под них стальных прокладок при необходимости смещения вкладыша и изменения радиальной установки ротора.
Рисунок 3 - Вал приводной
2.1.5 Предварительный выбор подшипников и корпуса подшипников
В период установившегося режима нагрузки для опор вала приводного выбираем подшипниковые вкладыши скольжения.
Размеры подшипников принимаем следующие:
левый подшипник d = 47, L = 70;
правый подшипник d = 56, L = 70.
Материал вкладышей подшипника - АЧС-1 ГОСТ 1585-85.
Посадку для подшипников скольжения принимаем H8/е8.
Для восприятия осевой нагрузки на вал от червячной передачи используем упорный шариковый подшипник №8108 ГОСТ 7872-89. Его устанавливаем с левой стороны вала, зазор в подшипнике выставляем с помощью регулировочной гайки. Проверим предварительно выбранные подшипники.
Для проверки подшипниковых вкладышей скольжения требуется:
- расчетная схема вала приводного;
- назначить нагрузки, применяемые к данному валу.
Для того, чтобы составить расчетную схему вала необходимо составить схему опор, нагрузок и формы вала. Приводной вал будем принимать за балку, которая установлена на двух опорах и заменим подшипники на шарнирно-подвижные опоры.
Схема вала (расчетная) изображена на рисунке 4.
Рисунок 4 - схема вала (расчетная)
Рассмотрим силы, действующие на вал:
- сила на колесе осевая: Н;
- сила на колесе окружная: Н;
- сила на колесе радиальная: Н.
Окружное усилие на приводной шестерне:
, Н. (39)
Н.
Радиальная сила на шестерне:
, Н, (40)
где ? - угол зацепления, ?=20°.
Н.
Рассмотрим реакции опор. Горизонтальная плоскость:
Н
Н
Вертикальную плоскость рассчитываем аналогично.
Реакции опор суммарные:
, Н; (41)
Проверим долговечность подшипников произведем по опоре В (более нагруженной). В качестве опор вала предварительно выбраны подшипниковые вкладыши скольжения, которые в период установившегося режима нагрузки работают с принудительной подачей смазки. Шейка, скорость окружная:
, м/с, (42)
где d - диаметр шейки, м;
n - число оборотов вала, мин-1.
м/с.
Определяем давление на подшипник:
, МПа, (43)
где F - на подшипник нагрузка, Н;
d - диаметр цапфы, мм;
l - рабочая длина подшипника, мм.
МПа.
При изготовлении вкладыша из чугуна типа АЧС-1 ГОСТ 1585-85 значения , и располагаются в допускаемых пределах. Упорные сегменты с баббитовой заливкой, расположенные с обеих сторон упорного диска вала, упираются в два ряда уравнительных сегментов, установленных в виде замкнутой цепи по окружности и заключенных в обоймы.
Это дает возможность работы без подачи смазки на кратковременные отрезки времени при останове и пуске агрегата.
Вычислим в подшипнике относительный зазор:
(44)
Относительный зазор равен:
мм.
При этом применяется посадка в подшипнике скольжения
H8/e8 d= , D=.
Предельные вероятностные значения относительного зазора:
, мм. (45)
мм;
мм.
Назначаем масло индустриальное 30 и среднюю температуру t = 60°С. Вязкость .
Рассчитаем коэффициент нагруженности подшипника:
, (46)
где ? - скорость цапфы угловая.
Определим относительный эксцентриситет ?=0,06 по графику зависимости и толщину масляного слоя:
, мм. (47)
мм.
Исходя из полученных расчетных результатов подшипник скольжения с применением вкладышей из антифрикционного чугуна марки АСЧ-1 проверку проходит.
2.1.6 Уточненный расчет приводного вала
Схема вала расчетная приведена на рисунке 5.
Построим эпюр изгибающих и крутящих моментов. Изгибающие моменты плоскость Х и Y:
H?м;
На одном валу всегда равны численно крутящие моменты.
Mк = Т = 190,5 H·м.
Определяем суммарные изгибающие моменты в наиболее нагруженном сечении т.2.
Суммарные изгибающие моменты:
, H?м; + (48)
H?м;
Рисунок 5 - Изгибающие и крутящие моменты
Определим коэффициент запаса усталостной прочности вала. Исходя из изгибающих и крутящих моментов на валу, находим опасное сечение, которое находится на зубчатой шестерни т.2 Н·м. Минимальный диаметр вала винтовой нарезки d = 52 мм.
В опасном сечении нормальные напряжения:
, Н·мм2, (49)
где М - момент изгибающий, Н·м;
W - момент осевой, мм3.
Момент осевой:
, мм3 (50)
где d - вала диаметр, мм.
мм3
В опасном сечении напряжения нормальные:
Н/мм2
Концентрации нормальных напряжений коэффициент:
, (51)
где - концентрации напряжений эффективный коэффициент,
= 2,15;
- поперечного сечения коэффициент влияния абсолютных размеров;
= 0,7;
- влияния шероховатости коэффициент, = 1,0.
По нормальным напряжениям предел выносливости:
, Н/мм2 (52)
где - при симметричном цикле изгиба предел выносливости, Н/мм2.
При симметричном цикле изгиба для Стали 45 предел выносливости Н/мм2.
Н/мм2
По нормальным напряжениям определяем коэффициент запаса:
(53)
В опасном сечении определяем касательные напряжения:
, Н/мм2 (54)
где Т - в рассматриваемом сечении крутящий момент, Н·м;
Wp - сечения вала полярный момент инерции сопротивления, мм3.
Сечения вала полярный момент инерции сопротивления:
, мм3 (55)
мм3
В опасном сечении касательные напряжения:
Н/мм2
Нормальных напряжений коэффициент концентрации:
, (56)
где - эффективный коэффициент концентрации, = 2,3;
- влияния абсолютных размеров сечения коэффициент;
- влияния шероховатости коэффициент;
Касательные напряжения. Предел выносливости:
, Н/мм2 (57)
где - при симметричном цикле предел выносливости, Н/мм2.
Для Стали 45 :
Н/мм2.
Н/мм2
По касательным напряжениям определим запаса коэффициент:
(58)
Запаса прочности коэффициент расчетный:
(59)
где - допустимый коэффициент запаса прочности.
При данных расчетах условие прочности выполнимо.
2.1.7 Подбор муфты
Подбор муфты производится по вращательному моменту на валу и по диаметрам валов редуктора и электродвигателя.
Требуемый подаваемый крутящий момент муфтой:
, Н·м (60)
где - зависящий от характера нагрузки коэффициент,
[9];
- крутящий момент на валу, Н·м.
Н·м
Выбираем упругую втулочно-пальцевую муфту исходя из имеющихся данных:
Муфта 125-I-25-II-12-У2 ГОСТ 21424-93.
У которой 125:
- передаваемый крутящий момент максимальный (Н·м), I и II ;
- под вал (цилиндрическое и коническое) исполнение места посадочного, 25 и 32;
-диаметры валов (мм) редуктора и электродвигателя посадочные.
2.1.8 Подбор шпонок и проверка на прочность шпоночных соединений
Расчет на смятие - главное условие при соединении призматическими шпонками:
, H/мм2 (61)
где - шпонки длина рабочая, мм;
t - глубина шпоночного паза в вал, мм;
- смятия допускаемое напряжение, H/мм2.
Шпонка для посадки червячного колеса на вал 16х10х75 ГОСТ 23360-78
d = 50 мм, t = 6 мм.
Длина шпонки рабочая:
мм.
2.2 Расчет и проектирование гидросистемы смазки подшипников
Разработаем гидросистему жидкой смазки подшипника скольжения валоповоротного устройства турбокомпрессора. Основные характеристики системы:
подшипник скольжения:
- диаметр d = 56 мм;
- длина l = 72 мм;
- средний зазор в подшипнике ?=0,014 мм.
Вала подшипника частота вращения n = 120 об/мин.
Расчетное значение давления подачи жидкости в подшипник p = 0,4МПа.
2.2.1 Определение расхода жидкости через подшипник
Для определения требуемого расхода жидкости для подшипника скольжения воспользуемся следующей формулой:
, м3/с (62)
где d, l - диаметр и длина подшипника соответственно, м;
? - средний зазор в подшипнике, мм;
nс - секундная частота вращения вала подшипника, об/с;
р - расчетное значение подачи жидкости в подшипник, Па.
Секундная частота вращения вала подшипника:
, об/c (63)
где n -вращения частота подшипника вала, об/мин.
м3/с (0,194 л/мин)
2.2.2 Составление принципиальной схемы гидропривода
Валоповортное устройство турбокомпрессора это ответственный узел. С помощью него проводят подготовку турбокомпрессора к запуску (разогрев и промасливание) и остановку. Периоды запуска и остановки занимают довольно значительное время в связи с необходимостью постепенного разогрева или охлаждения узлов для обеспечения требуемых рабочих температурных зазоров в турбине. Резкая остановка компрессора при запуске или преждевременная при остановке приведет к выходу из строя основных дорогостоящих узлов турбокомпрессора.
Для обеспечения надежной работы валоповоротного устройства в схеме смазки используем два потока жидкости от насоса Н. Первый поток идет через клапан обратный КО1 и фильтр Ф1, второй поток через клапан обратный КО2 и фильтр Ф2. Оба фильтра снабжены сигнализацией засорения с выводом сигнала на пульт оператора. В крайнем случае, при засорении обоих фильтров, жидкость проходит напрямую к подшипнику компрессора через КО клапан обратный.
КП предохранительный клапан защищает систему от перегрузок. Дроссель Д обеспечивает необходимый расход жидкости в подшипник. Манометр МН показывает действующее давление в системе.
Принципиальная схема смазки изображена на рисунке 6.
Схема движения жидкости:
- - - КО1 - - Ф1- - -
| |
Н - - - - - - - - - - КО - - - - - - - - - - Д - - - - -> к подшипнику
| | |
КП - - - КО2 - - Ф2 - - -
|
БАК
Рисунок 6 - Схема гидравлическая
2.2.3 Расчет и выбор насосной установки
Исходя из требуемых расходов жидкости выберем насосную установку.
На основании полученных расчетных данных из справочной литературы выбираем шестеренный насос типа НМШФ 0,6-25-0,25/10Ю, параметры насоса показаны в таблице 1.
Таблица 1 - Параметры насоса
Параметр |
Значение |
|
Давление нагнетания номинальное, МПа |
0,63 |
|
Давление нагнетания максимальное, МПа |
0,8 |
|
Подача поминальная, л/мин (м3/с) |
3 (0,00005) |
2.2.4 Расчет и выбор гидроаппаратуры и трубопроводов
Производим выбор гидроаппаратуры из справочной литературы по рабочему давления и расходу жидкости. Способ установки встраиваемый.
Фильтр напорный Ф типа 1-16 ГОСТ 21329-75:
Обратный клапан КО типа МКОВ 16/3Ф3 УХЛ4 ТУ 2-053-1736-85:
Обратные клапана КО1, КО2 типа МКОВ 16/3Ф1 УХЛ4 ТУ 2-053-1736-85.
Клапан предохранительный типа МКПВ16/3ФВ УХЛ4 ТУ2-053-1737-85.
Дроссель Д типа МДКВ 16/3Ф2П УХЛ 4 ТУ2-053-1888-88.
Манометр МН типа МТ-1-1 ТУ25-02.72-75:
При выборе трубопроводов в данном случае перемещение отсутствует, трубопроводы применяются бесшовные холоднодеформированные стальные по ГОСТ 8734-75. Для стальных труб применяем монтаж развальцовкой соединения.
Трубопроводы диаметр внутренний определяем по формуле:
, м (64)
где Qmax - в трубопроводе жидкости расход максимальный , м3/с;
uрек - в трубопроводе течение жидкости рекомендуемая скорость.
Исходя из максимального давления в трубопроводе толщина стенки допустимая минимально растяжение трубопровода предел прочности материала труб определяется по формуле:
, мм (65)
где Р - в трубопроводе жидкости давление максимальное, МПа;
?пр - растяжение трубопровода предел прочности материала.
Принимаем для стали ?пр=340 МПа;
кб - безопасности коэффициент (кб=2…8).
В системах жидкой смазки скорость движения жидкости в трубопроводах согласно рекомендаций принимаем равной uрек=0,5 м/с.
Напорный трубопровод, участки: 1-13, 13-14:
Qmax = Qн = 0,00005 м3/с =3 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.
трубопровода диаметр внутренний:
м (11,3 мм)
Выбор бесшовных труб стальных для участка 14х1 по ГОСТ 8734-75.
диаметр внутренний:
dвн = 14 - 2*1 = 12 мм.
Условие проверяем :
мм
1 мм > 0,07 мм условие выполняется.
Трубопровод напорный, участки: 13-2, 3-4, 5-6, 7-8, 9-10, 11-12
Qmax = 0,00000324 м3/с=0,193 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.
Трубопровод диметр внутренний:
м (2,8 мм)
Выбор бесшовных труб стальных для участка 6х0,6 по ГОСТ 8734-75.
Диаметр внутренний:
dвн = 6 - 2*0,6 = 4,8 мм.
Условие проверяем :
мм
0,6 мм > 0,028 мм условие выполняется.
Сливной трубопровод, участок: 15-16:
Qmax = Qн = 0,00005 м3/с =3 л/мин; Pmax = 0,8 МПа.
Трубопровод диметр внутренний:
м (11,3 мм)
Выбор бесшовных труб стальных для участка 14х1 по ГОСТ 8734-75.
Диаметр внутренний:
dвн = 14 - 2*1 = 12 мм.
Условие проверяем :
мм
1 мм > 0,07 мм условие выполняется.
2.2.5 Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах
Рассчитаем потери давления , выполним для одной линии подачи смазки проходящей через фильтр Ф1 и клапан обратный КО1.
Исходя из расходов, определяем перепад давления, на которое разработана аппаратура. Справочные перепады давления отличны от действительных, которые взяты для расчета
Их значения необходимо уточнить в аппаратах потери давления:
,МПа (66)
где ?p0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;
A и B - коэффициенты аппроксимации экспериментальной;
зависимости потерь давления от расхода через гидроаппарат;
Qmax - максимальный расход рабочей жидкости через гидроаппарат, МПа.
Коэффициенты аппроксимации экспериментальной зависимости потерь давления найдем по формулам:
, МПа * с/м3 (67)
, МПа * с2 / м6 (68)
где ?p0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;
?pном - потери давления при номинальном расходе, МПа;
Qном - номинальный расход гидроаппарата, МПа.
В паспорте гидроаппаратуры приведены главные настройки и характеристики, такие как расход, давление открывания, настройки аппарата и потери давления.
В обратном клапане давления потери КО1:
л/мин (0,00105 м3/с);
МПа;
МПа.
Аппроксимации коэффициенты:
МПа · с/м3
МПа · с2/м6
Расход максимальный м3/с.
МПа
В фильтре давления потери Ф1:
л/мин (0,000267 м3/с);
МПа;
МПа.
Расчеты на потери в дросселе Д производим аналогичным способом. Основные потери давления в аппаратах приведены в таблице 2.
Таблица 2 - Потери давления в аппаратах (расчетные значения)
Линия |
Наименование гидроаппарата |
?p0, МПа |
A, МПа · с/м3 |
B, МПа · с2 м6 |
Qmax, м3/с |
?pГА, Мпа |
|
Напор |
Клапан обратный КО1 |
0,05 |
47,6 |
45351,5 |
0,0000032 |
0,0502 |
|
Фильтр Ф |
168,5 |
631233,4 |
0,0000032 |
0,0006 |
|||
Дросель Д |
67,7 |
50879,1 |
0,0000032 |
0,0002 |
Итого потери в гидроаппаратах: линия напорная МПа.
Высчитаем числа Рейнолдса исходя из потерь давления и длины труб:
(69)
где u - фактическая скорость течения жидкости в трубопроводе, м/с;
- кинематический коэффициент вязкости жидкости, м2/с.
Потери давления на вязкое трение:
, МПа (70)
где - плотность рабочей жидкости, кг/м3;
Qmax - максимальный расход жидкости в линии, м3/с;
i - коэффициент гидравлического трения на - том участке;
Li - длина i - го участка трубопровода, м;
dст - внутренний диаметр i - го участка трубопровода, м;
fcn - площадь внутреннего сечения i - го участка, м.
Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент :
(71)
Расчет потерь давления приведем для трубопровода на участке 1-13 при максимальных значениях расхода жидкости. На данном участке используется труба 14х1 ГОСТ 8734-75:
- длинна трубопровода м;
- внутренний диаметр трубопровода м;
- максимальный расход жидкости м3/с.
Рабочая жидкость И-30А ГОСТ 20799-75 :
- плотность рабочей жидкости кг/м3;
- кинематический коэффициент вязкости м2/с.
Площадь внутреннего сечения трубопровода определим по формуле:
, м2. (72)
м2.
Фактическая скорость движения рабочей жидкости в трубопроводе:
, м/с. (73)
м/с.
Число Рейнольдса: - поток ламинарный.
Коэффициент гидравлического трения:
Па (0,0003 МПа)
Значения потерь на остальных участках представлены в таблице 3.
Таблица 3 - Потери давления по длине трубопроводов
Линия |
Участок по схеме |
Qmax, м3/с |
dТi, м |
Li, м |
fТi, м2 |
ui, м/с |
Rei |
?i |
?pТi, |
|
Напорная |
1-13 |
0,00005 |
0,012 |
0,10 |
0,000113 |
0,4 |
132,6 |
0,4825 |
0,0003 |
|
13-2 |
0,00000324 |
0,0048 |
0,10 |
0,000018 |
0,2 |
21,5 |
2,9787 |
0,0009 |
||
5-6 |
0,00000324 |
0,0048 |
0,15 |
0,000018 |
0,2 |
21,5 |
2,9787 |
0,0013 |
||
7-8 |
0,00000324 |
0,0048 |
0,15 |
0,000018 |
0,2 |
21,5 |
2,9787 |
0,0013 |
||
3-4 |
0,00000324 |
0,0048 |
5,00 |
0,000018 |
0,2 |
21,5 |
2,9787 |
0,0443 |
Итого потери по длине трубопроводов:
напорная линия МПа.
Местные потери складываются из потерь в различных местных сопротивлениях (углы, тройники, изменение диаметра и т.д.) и определяются по формуле:
, Па (74)
где ?j - коэффициент j-го местного сопротивления;
nн - число местных сопротивлений;
fМj - площадь внутреннего сечения трубопровода
Полный расчет местных потерь произведем для местного сопротивления типа «тройник» на участке 1-2:
количество местных сопротивлений n = 1;
коэффициент местного сопротивления ? = 0,3 ;
Па (0,000026 МПа)
Остальные рассчитанные местные потери для тройников, расширений, сужений, колена, сопла приведены в таблице 4.
Таблица 4 - Результаты расчетов местных потерь давления
Линия |
Участок |
Вид местного сопротивления |
Параметры |
Кол-во сопрот. |
Qmaxj, м3/с |
?j |
fмj, м2 |
?Pмj, Мпа |
|
Напорная |
1-13 |
Тройник Ф12 |
1 |
0,00005000 |
0,3 |
0,000113 |
0,000026 |
||
1-13 |
Резкое сужение Ф12/Ф4,8 |
d0/d=0,4 |
1 |
0,00005 |
0,58 |
0,000018 |
0,001971 |
||
13-2 |
Резое расширение Ф4,8/Ф6 (вход в плиту) |
d0/d=0,88 |
1 |
0,00000324 |
0,38 |
0,000018 |
0,000005 |
||
2-5 |
Тройник Ф6 |
1 |
0,00000324 |
1,5 |
0,000028 |
0,000009 |
|||
5-6 |
Резкое сужение Ф6/Ф4,8 (выход из плиты) |
d0/d=0,88 |
1 |
0,00000324 |
0,17 |
0,000018 |
0,000002 |
||
5-6 |
Колено Ф4,8 |
90 град. |
1 |
0,00000324 |
1,2 |
0,000018 |
0,000017 |
||
5-6 |
Резкое расширение Ф4,8/Ф8 (Ф) |
d0/d=0,6 |
1 |
0,00000324 |
1,16 |
0,000018 |
0,000017 |
||
7-8 |
Резкое сужение Ф8/Ф4,8 (Ф) |
d0/d=0,6 |
1 |
0,00000324 |
0,41 |
0,000018 |
0,000006 |
||
7-8 |
Колено Ф4,8 |
90 град. |
1 |
0,00000324 |
1,2 |
0,000018 |
0,000017 |
||
7-8 |
Резкое расширение Ф4,8/Ф6 (вход в плиту) |
d0/d=0,88 |
1 |
0,00000324 |
0,38 |
0,000018 |
0,000005 |
||
8-3 |
Тройник Ф6 |
1 |
0,00000324 |
2 |
0,000028 |
0,000012 |
|||
8-3 |
Тройник Ф6 |
1 |
0,00000324 |
0,3 |
0,000028 |
0,000002 |
|||
3-4 |
Резкое сужение Ф6/Ф4,8 (выход из плиты) |
d0/d=0,88 |
1 |
0,00000324 |
0,17 |
0,000018 |
0,000002 |
||
3-4 |
Сопло (выход из трубы на подшипник) [1] |
1 |
0,06 |
Итого местные потери давления:
напорная линия МПа.
2.2.6 Проверка насосной установки
Вычислим суммарные потери давления для линии напорной из вышеприведенных расчетов для определения насосной установки обеспечения объемов системы смазки и занесем их в таблицу 5.
Таблица 5 - Суммарные потери давления
Линия |
?рга МПа |
?рi МПа |
?рн МПа |
?р? МПа |
|
Напорная |
0,0509 |
0,0604 |
0,0621 |
0,1734 |
Выбор насосной установки и уточненный расчет определим из расчета потерь давления в гидроприводе. Произведем проверочный расчет по формуле:
?рн.т.=?р1+?р? (75)
?рн.т.=0,4+0,1734=0,573 МПА.
Рассчитанное давление в системе ?рн.т.=0,573 МПа не превышает создаваемого давления насосом рн=0,63 МПа, поэтому, согласно рассчитанным давлениям оставим выбранную предварительно насосную установку. Выбранная насосная установка обеспечит в полном объеме систему смазки подшипников валоповоротного устройства рабочей жидкостью для бесперебойной работы.
Смазка подшипников компрессора, главного двигателя и возбудителя осуществляется принудительной циркуляционной масляной системой, состоящей из установки смазочного масла и системы смазки высокого давления, используемой для подъема вала при пуске.
Цилиндрические регулируемые вкладыши подшипников установлены на колодках (подушках), которые прикреплены к вкладышу винтами и служат для установки под них стальных прокладок при необходимости смещения вкладыша и изменения радиальной установки ротора. Наружные поверхности колодок обработаны концентрично с расточками корпусов и установлены с натягом. Для предотвращения проворачивания вкладыши стопорятся в корпусах штифтами. В одном корпусе с опорным подшипником со стороны нагнетания расположен упорный подшипник балансирного типа. Упорные сегменты с баббитовой заливкой, расположенные с обеих сторон упорного диска вала, упираются в два ряда уравнительных сегментов, установленных в виде замкнутой цепи по окружности и заключенных в обоймы. Осевой разбег в подшипнике может регулироваться за счет изменения толщины установочных колец. Для предотвращения утечек масла из камеры упорного подшипника служат две кольцевые выточки в обоймах со вставленными в них уплотнительными кольцами. На смазку опорных и упорного подшипников подается масло из системы смазки давлением 1,5 бар через дроссельные шайбы. Через специальные штуцеры в корпусе опорных подшипников в их нижние половины подается масло для подъема вала компрессора во время пуска. Отработанное масло сливается в картер и далее через маслоотводящую трубу в бак смазочного масла.
3. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ
3.1 Разработка технологического процесса изготовления полумуфты
3.1.1 Описание конструкции и назначения детали
Полумуфта служит для соединения вала валоповоротного устройства с электродвигателем. Также она служит для соединения ротора паровой турбины и промышленной вставки.
Деталь - цилиндрическое зубчатое колесо.
Колесо имеет зубчатую часть, основные параметры которой : нормальный модуль m = 0,5 мм, число зубьев z = 72шт.
Длина зубчатой части b = 1388 мм, шаг Р = 19,28 мм, высота зуба h = 20 мм.
Для крепления к промышленной вставке просверлены 16 отверстий d = 28 мм, а также муфта имеет шпоночный паз глубиной 16 мм и шириной 32 мм.
Более трудные для отделки и точные плоскости - зубья (имеют ступень точности 8-В; шероховатость плоскости Ra=2,5 мкм; пульсирование 0,06 условно А), осевое отверстие (владеет O86h7 - седьмой квалитет точности; шероховатость 25 мкм), а еще шпоночный паз (9 квалитет точности, допуск симметричности 0,01).
Марка материала которая была использована для производства представленной детали - сталь 35Л ГОСТ 977-88.
Механические характеристики стали 35Л приведены в таблице 6.
Таблица 6 - Механические свойства стали 35Л ( ГОСТ 977-88 )
?т, МПа |
?в, МП |
НВ |
|
168 |
203 |
312-530 |
Деталь изготавливается из стали 35Л ГОСТ 977-88. Назначению детали соответствуют материал, шероховатость и точность, указанные на чертеже.
3.1.2 Анализ технологичности конструкции детали
Зубчатые колеса - это массово выпускаемые детали в машиностроении, поэтому вопросы по технологии изготовления имеют особо важное значение.
Заменять материал на более дешевый не желательно. Сталь 35Л - дешевый и доступный материал, который способен обеспечить комплекс свойств, требуемых для колеса.
У данной детали нет труднодоступных мест для измерений и обработки. Её можно обрабатывать на типовом оборудовании, обычным режущим инструментом. Так же деталь можно обрабатывать «на проход».
3.1.3 Выбор способа изготовления заготовки
Изготовление заготовки (Рисунок 7) выполняется способом литьем в земляную или песчано-глиняную форму. Из-за особенностей размеров этот способ является самым оптимальным. В экономическом плане данный способ изготовления является самым не затратным. Поэтому в качестве заготовки выбираем литье в земляную форму.
Рисунок 7 - Заготовка полумуфты
3.1.4 Разработка маршрута обработки детали
Операции для изготовления детали: заготовительная, токарная, протяжная, зубонарезная, шлифовальная, слесарная.
Операция заготовительная:
- литье в земляную форму
Операция токарная выполняется за два установа:
I установ:
- Торец подрезать O=188 до O86;
- Торец подрезать O466 до O264;
- Точить O=280 до O =162;
- Торец подрезать O454 до O280
II установ:
- Торец подрезать O466 до O85;
- Торец подрезать O406 до O86;
- Точить фаску на O=466 на 3*45;
- Точить O=466 на L=47;
- Точить фаску на O=466 на 3*45;
- Фаску снять на O=86 , 3*45;
- Отверстие расточить O=86;
- Снять фаску на O=86 , 3*45;
- Развернуть отверстие O86;
Операция протяжная:
- Протянуть шпоночный паз.
Операция зубонарезная:
- зубья фрезеровать.
Операция сверлильная:
- Сверлить 16 отверстий O=28
Операция шлифовальная:
- Шлифовать зубья.
3.1.5 Расчет припуска на обработку
Припуск рассчитываем по методу Кована для одного размера, устанавливающего форму заготовки - 220h14 (ширина зубчатого колеса).
По ГОСТ 7829-70 определяются предельные отклонения и размеры заготовки.
3.1.6 Предварительное нормирование операций
Обработку нормирования производим с учетом продуктивности. С помощью приближенных формул таблицы № 8 выбираем метод обработки и величину снимаемого припуска.
Подобные документы
Проектирование привода пеноснимателя флотационной машины. Подсчет гидропривода регулятора пульпы. Определение потерь давления в аппаратах и трубопроводах. Пробный расчет подшипников. Разработка процесса изготовления червячного вала с применением станков.
дипломная работа [1,2 M], добавлен 22.03.2018Разработка гидравлического циклического привода пресса ПГ-200 для изготовления металлочерепицы. Определение нагрузочных и скоростных параметров гидродвигателя. Выбор насосной установки и гидроаппаратуры. Расчет потерь давления в аппаратах и трубопроводах.
курсовая работа [214,7 K], добавлен 20.03.2017Энергокинематический расчёт привода и выбор электродвигателя. Предварительный подбор подшипников вала. Подбор и проверка прочности шпоночных соединений. Расчет и выбор гидравлической аппаратуры и трубопроводов. Выбор конструктивных характеристик фрезы.
дипломная работа [684,0 K], добавлен 22.03.2018Устройство, назначение и принцип действия дисковых ножниц с кромкокрошителем. Предварительный выбор подшипников и корпусов подшипниковых узлов приводного вала. Определение потерь давления в аппаратуре и трубопроводах. Выбор метода изготовления заготовки.
дипломная работа [725,6 K], добавлен 20.03.2017Выбор двигателя и кинематический расчет привода. Подбор материала и расчёт допускаемых напряжений. Проверочный расчёт зубьев на контактную прочность и проверка передачи на отсутствие растрескивания. Подбор шпонок и проверка шпоночных соединений.
курсовая работа [355,1 K], добавлен 02.05.2009Проектирование привода аппарата для установки шайб подшипников. Расчет и конструирование выходного вала. Проверка долговечности предварительно выбранных подшипников. Разработка технологического процесса изготовления червячного зубчатого колеса.
дипломная работа [949,7 K], добавлен 12.08.2017Понятие и характеристика паровой турбины. Особенности конструкции и предназначение паровой турбины. Анализ расчета внутренних потерь и схемы работы теплофикационной турбины и последовательность расчета ступеней давления. Эксплуатация турбинной установки.
курсовая работа [696,1 K], добавлен 25.03.2012Описание конструкции, назначения и принципа действия пеноснимателя. Кинематическая схема привода. Ориентировочный расчет и конструирование приводного вала. Подбор шпонок и проверка прочности шпоночных соединений. Выбор габаритных размеров резца.
дипломная работа [3,2 M], добавлен 20.03.2017Энергетический, кинематический расчет привода. Выбор материала. Предварительный расчет зубчатой передачи, валов редуктора и цепной передачи. Проверка прочности шпоночных соединений. Расчет подшипников и валов. Выбор муфты. Смазывание зубчатого зацепления.
курсовая работа [436,0 K], добавлен 19.04.2013Энергокинематический расчет привода. Проектный и проверочный расчет конической передачи и валов. Подбор и проверка подшипников качения. Расчет шпоночных соединений. Выбор муфт и обоснование количества смазки. Техника безопасности при работе привода.
курсовая работа [199,1 K], добавлен 01.09.2010