Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины

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.