Портальная опора 500кВ

Аналогично для стержня 16 моментной точкой является точка L. к r₁₆ =1,15.

Определяем значения продольных сил:

· От постоянной нагрузки:

- 9953,1 даН

- 9061,5 даН

· От временной нагрузки справа

· От временной нагрузки слева

-131,6 даН

-85,2 даН

Рис. 13

Для нахождения значения продольных сил в 12-м поясном и 3-м стержне решетки, принадлежащей консольной части фермы, рассечем ее сечением и воспользуемся условием равновесия правой отсеченной части фермы. Значения усилий в 12-м стержне определяются из уравнения моментов сил, приложенных к отсеченной части относительно точки О, а для нахождения продольной силы в 3 -м стержне воспользуемся аналогичным уравнением относительно точки F.

r₁₂ =1,5 м, r₃ =2,5 м

Определим значения продольных сил:

· От постоянной нагрузки:

103610 даН

103610 даН

· От временной нагрузки справа:



-41768 даН

16717,1 даН

· От временной нагрузки слева

-41768 даН

16717,1 даН

Рис. 14

Для нахождения значений продольных сил в 14-ом поясном стержне и 13-ом стержне решетки, принадлежащих консольной части фермы, рассечем ее и воспользуемся условием равновесия левой отсеченной части фермы.

м м

Определение значения продольных сил:

· От постоянных нагрузок

8749 даН

1200 даН

· От временной нагрузки справа

· От временной нагрузки слева

-165 даН

84,8 даН

Значения продольных сил в стержнях I, III, V найдем способом вырезания узлов.

Рассчитаем стержень I.

Вырежем узел А фермы, используем уравнения его равновесия (суммы

проекций сил, приложенных к узлу, на оси выбранной системы координат должны бытии равны нулю).

;

· От постоянной нагрузки

- 8789,7 даН

· От временной нагрузки справа:

- 26,6 даН

· От временной нагрузки слева:

26,6 даН

Рассчитаем стержень III:

· От постоянной нагрузки:

;

даН

Рассчитаем стержень V

· От постоянной нагрузки:

302,5 даН

· От временной нагрузки справа:

0

· От временной нагрузки слева:

37,5 даН

Произведем расчет стержней на прочность

Условие прочности записывается

опора прочность электропередача редуктор

4. Расчет соединений на прочность

4.1 Сварное соединение

Раскосы решеток ЛЭП прикрепляются к поясам и фасонкам внахлесту в основном фланговыми швами, поперечные лобовые швы добавляются лишь в исключительных случаях, когда прочность фланговых швов недостаточна. При прикреплении несимметричных элементов, например уголков, фланговые швы последних следует располагать так, чтобы центр тяжести площади шва совпадал с центром тяжести профиля. Для уголка это условие соблюдается, когда шов, наклоненный вдоль обушка составляет около 70%, а вдоль пера примерно 30% общей необходимой длинны шва.

Рис. 15

Расчет сварного соединения произведем для стержня 13 траверсы () по формуле

,

где - расчетное сопротивление сварного шва на растяжение (смятие);

- расчетная толщина шва, равная меньшей из толщин свариваемых элементов, ; - коэффициент, равный при ручной сварке 0.7;

- длинна сварного шва, равная ширине элемента минус 1 см (на непровар).

мм;

;

см

Тогда

.

Условие выполняется, следовательно сварной шов выдержит нагрузку.

4.2 Болтовое соединение

Проверим 4-х болтовое соединение (М-20) траверсы со стойкой с накладкой косынки на срез и смятие.

1. На срез.

Условие прочности:

,

где - расчетное сопротивление соединения срезу,

n - количество болтов в соединении;

- количество срезов

d - диаметр болта

даН

даН

2. На смятие

Условие прочности

где - расчетное сопротивление смятию,

- минимальная суммарная толщина листов соединения, сминаемая болтом в одном направлении;

Тогда

5. Расчет анкерных болтов

Усилие в поясе нижней секции =35,64 даН. Это усилие воспринимается двумя анкерными болтами фундамента.

Произведем расчет анкерных болтов на растяжение.

Условие прочности

,

где U - расчетная продольная сила, действующая на болтовое соединение

- площадь сечения болта, нетто, определяемая по формуле

,

где - номинальный внутренний диаметр резьбы;

Н - теоретическая высота болта

- расчетное сопротивление растяжению болта, равное 1700

Определим

По таблице СНиП П-В.3-72 принимаем болт диаметром 32 мм с площадью сечения 13.64 см

6. Расчёт механизма поднятия опоры

6.1 Описание работы и устройства привода

Редуктором называется механизм, состоящий из зубчатых или червячных передач, выполненный в виде отдельного органа и служащий для передачи вращения от вала двигателя к валу рабочей машины.

Назначение редуктора - понижение угловой скорости и повышение вращающего момента ведомого вала по сравнению с ведущим.

Редуктор состоит из корпуса, в котором размещают элементы передачи - зубчатые колеса, валы, подшипники и т.д. В отдельных случаях в корпусе размещают также устройства для смазывания или устройства для охлаждения.

Редуктор проектируют либо для привода определенной машины, либо по заданной нагрузке и передаточному числу без указания конкретного задания. Наиболее распространены горизонтальные редукторы. Как горизонтальные, так и вертикальные редукторы могут иметь колеса с прямыми, косыми и круговыми зубьями. Корпус чаще всего выполняют литым чугуном, реже сварным стальным. Валы монтируются на подшипниках качения или скольжения. Выбор горизонтальной или вертикальной схемы для редукторов всех типов обусловлен общей компоновкой привода.

Спроектированный в настоящем курсовом проекте редуктор соответствует условиям технического задания.

Редуктор нереверсивный. Он может применяться в приводах быстроходных конвейеров, транспортеров, элеваторов, других рабочих машин. Конструкция редуктора отвечает требованиям техническим и сборочным. Конструкции многих узлов и деталей редуктора учитывают особенности крупносерийного производства.

В работе над проектом широко применялась стандартизация и унификация.

Корпус редуктора выполнен разъемным, литым из чугуна марки СЧ 15 ГОСТ 1412-79. Оси валов редуктора расположены в одной (горизонтальной) плоскости. Благодаря разъему в плоскости осей валов обеспечивается наиболее удобная сборка редуктора.

Валы редуктора изготовляются из стали 45. Для опор валов используются подшипники качения.

Чтобы компенсировать удлинение вала при нагреве предусмотрен зазор между глухой крышкой подшипника и наружным кольцом подшипника.

Для свободного вращения шестерен предусмотрены подшипники качения.

Смазка зубчатых колес редуктора - картерная, т.е. посредством окунания зубчатых колес в масляную ванну на дне корпуса редуктора. Для смазывания подшипников внутрь их закладывается солидол.

Герметично закрытый корпус редуктора обеспечивает требования как техники безопасности, так и производственной санитарии.

Для транспортировки редуктор отсоединяют от электродвигателя отсоединяя муфту, звездочку цепной передачи и открепляют от фундамента (или рамы привода). Затем транспортируют в нужное место. При этом обязательно нужно пользоваться (во избежание несчастных случаев) предусмотренными для этого в крышке редуктора подъемными ушами.

Для контроля за уровнем масла в корпусе редуктора установлен маслоуказатель. В виду малого перепада уровней масла и возможности удобного просмотра поставлен круглый маслоуказатель.

6.2 Выбор электродвигателя и кинематический расчёт

Исходные данные: P₄=2,7 кBт; n₁=40 об/мин; n₄=750 об/мин.

Рис. 16

Составляем кинематическую схему (рис. 16)

Определяем общий КПД привода: ([3] табл.1.1)

а) КПД муфты ;

б) КПД цилиндрической передачи ;

в) КПД цепной передачи

г) КПД пары подшипников качения .

Таким образом, общий КПД привода будет:

.

Определяем требуемую мощность электродвигателя:

кВт.

Для заданного значения мощности принимаем асинхронный электродвигатель с номинальной мощностью равной или несколько превышающей : электродвигатель серии 4A132S8 ([3] П1 ), для которого, об/мин.

где S - скольжение S=0,041 ( П1 [3] )

Кинематический расчет привода:

Определяем общее передаточное отношение:

Разбиваем общее передаточное число по рекомендованным ГОСТ 2185-66 числам на ступени:

а) косозубая цилиндрическая:

б) цепная передача:



Результаты расчетов заносим в табл. 6.1.

Мощности на валах привода

;

где - мощность на расчетном валу, кВт;

- мощность на предыдущем валу, кВт;

- КПД передачи между двумя валами.

кВт;

кВт;

кВт;

кВт;

Частота вращения валов

об/мин;

об/мин ;

об/мин;

об/мин;

Крутящие моменты на валах привода



Нм;

Нм;

Нм;

Нм;

Результаты расчетов заносим в табл. 6.2.

Таблица 6.1.Значения передаточных чисел

17,9813	2	2,5	3,596

Таблица 6.2. Значения частот вращения, мощностей и крутящих моментов на валах

Вал	Частота вращения n,	Мощность P, кВт	Крутящий момент T, Нм
1	719,25	3,1472	41,8058
1/	719,25	3,0068	39,9407
2	359,625	2,9924	79,4989
3	143,85	2,9179	193,8397
4	40,0028	2,7136	648,1074

6.3 Расчет передач

6.3.1 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

6.3.1.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни сталь 45 улучшенную со следующими механическими характеристиками:

Шестерня

Принимаем для изготовления колеса сталь 45,обработка - нормализация со следующими механическими характеристиками:

Колесо

6.3.2 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости:

;

.

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

где - предел контактной выносливости,

- Коэффициент долговечности. ([3] стр. 33)

[] - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ; ([3] стр.33)

 МПа;

МПа;

МПа.

Требуемое условие:

Требуемое условие выполнено.

6.3.3 Расчет геометрических параметров передачи

Определяем ориентировочное значение делительного диаметра (ГОСТ 21354-87 допускает определять ориентировочное значение межосевого расстояния):

([3] формула 3.7)

где - вспомогательный коэффициент, =43 МПа (для косозубых и шевронных передач) ([3] табл. 3.1)

-коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию([3] cтр. 36);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца =1,25



Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

([3] стр. 36). Принимаем нормальный модуль зацепления по эмпирической зависимости ([3] стр.36)

Несмотря на полученное значение принимаем по ГОСТ 9563-80 ,т.к. в силовых передачах принимать не рекомендуется.

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

([3] формула 3.16)

Принимаем тогда

Уточненное значение угла наклона зубьевж:

([3] формулa 3.16)

Основные размеры шестерни и колеса:

диаметры делительные:

([3] формулa 3.17)

Проверка ;

ширина колеса

ширина шестерни

диаметры вершин зубьев:

([3]табл. 3.10)

диаметры впадин:

([3]табл. 3.10)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности ([3] стр.32)

Коэффициент нагрузки

.

где ([3] табл. 3.5)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубой передачи ([3]табл. 3.4)

; - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

6.3.4 Проверка контактных напряжений

; ([3] формулa 3.6)

315<417.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Силы, действующие в зацеплении:

окружная ;

радиальная ;

по ГОСТ 13755-81.

осевая .

6.3.5 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

где - коэффициент, учитывающий форму зуба ([3] гл. 3, пояснение к формуле 3,25)

- коэффициент нагрузки ([3] стр. 42.).

- коэффициент концентрации нагрузки ([3] табл. 3.7);

- коэффициент динамичности (табл. 3.8 [3]).

Cледовательно

Для его определения найдем эквивалентное число зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

Тогда и ([3] стр. 42 ).

Допускаемое напряжение

 ([3] формулa 3.24 )

По табл. 3.9 [3] для стали 45 улучшенной при твёрдости .

Для шестерни: ;

для колеса

- коэффициент безопасности ([3] пояснение к формуле 3.24),

где ([3] табл. 3.9), (для поковок и штамповок). Следовательно .

Допускаемое напряжения:

для шестерни

для колеса

Определим отношение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше. Расчет производим по шестерне:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач)

- коэффициент, учитывающий наклон зуба (для косозубых передач)



Принимаем для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-ой степени точности.

Проверяем прочность зуба колеса ([3] по формуле 3.25)

90<216

Условие прочности выполняется.

6.3.6 Расчет цилиндрической зубчатой передачи

6.3.6.1 Выбор материала и термообработки зубчатых колес

По рекомендациям из справочных таблиц принимаем для изготовления шестерни сталь 45 улучшенную со следующими механическими характеристиками: Шестерня Принимаем для изготовления колеса сталь 45,обработка - нормализация со следующими механическими характеристиками: Колесо

6.3.7 Определение допускаемого контактного напряжения для шестерни и колеса

Предел контактной выносливости:

;

.

Допускаемое контактное напряжение при расчете на контактную усталость:

;

где - предел контактной выносливости,

- коэффициент долговечности. ([3] стр. 33)

[] - коэффициент безопасности, для нормализованных и улучшенных сталей ; ([3] стр. 33)

МПа;

МПа;

МПа.

Требуемое условие

Требуемое условие выполнено.

6.3.8 Расчет геометрических параметров передачи

Определяем ориентировочное значение делительного диаметра (ГОСТ 21354-87 допускает определять ориентировочное значение межосевого расстояния):

([3] формула 3.7)

где - вспомогательный коэффициент, =43 МПа (для косозубых и шевронных передач) ([3] табл. 3.1)

-коэффициент ширины венца по межосевому расстоянию ([3] cтр. 36);

- коэффициент неравномерности распределения нагрузки по ширине венца =1,25

Ближайшее значение межосевого расстояния по ГОСТ 2185-66

([3] стр. 36).

Принимаем нормальный модуль зацепления по эмпирической зависимости ([3] стр. 36).

Несмотря на полученное значение принимаем по ГОСТ 9563-80 .

Примем предварительно угол наклона зубьев и определим суммарное число зубьев шестерни и колеса:

 ([3] формулa 3.16)

Принимаем тогда

Уточненное значение угла наклона зубьев:

([3] формулa 3.16)

Основные размеры шестерни и колеса: диаметры делительные:

([3] формулa 3.17)

Проверка ;

ширина колеса

ширина шестерни

диаметры вершин зубьев:

([3]табл. 3.10)

диаметры впадин:

([3]табл. 3.10)

Определяем коэффициент ширины шестерни по диаметру:

Окружная скорость колес и степень точности передачи

При такой скорости для косозубых колес следует принять 8-ю степень точности ([3] стр. 32)

Коэффициент нагрузки

.

где ([3] табл. 3.5)

- коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями для косозубой передачи ([3] табл. 3.4)

; - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении

6.3.9 Проверка контактных напряжений

; ([3] формулa 3.6)

377<417.

Условие прочности по контактным напряжениям выполняется.

Силы, действующие в зацеплении ([3]стр. 158):

окружная:

радиальная:

по ГОСТ 13755-81

осевая:

6.3.10 Проверочный расчет зубьев на выносливость по напряжениям изгиба

где - коэффициент, учитывающий форму зуба ([3] гл. 3, пояснение к формуле 3,25)

- коэффициент нагрузки ([3] стр. 42).

- коэффициент концентрации нагрузки ([3] табл. 3.7);

- коэффициент динамичности ([3] табл. 3.8).

Cледовательно



Для его определения найдем эквивалентное число зубьев:

для шестерни: ;

для колеса: .

Тогда и (см. с.42 [3]).

Допускаемое напряжение:

([3] формулa 3.24)

По табл. 3.9 [3] для стали 45 улучшенной при твёрдости .

Для шестерни: ;

для колеса

- коэффициент безопасности ([3] пояснение к формуле 3.24) , где ([3] табл. 3.9), (для поковок и штамповок).

Следовательно .

Допускаемое напряжения:

для шестерни

для колеса

Определим отношение

для шестерни

для колеса

Дальнейший расчёт следует вести для зубьев колеса, для которого найденное отношение меньше.

Расчет производим по шестерне:

- коэффициент, учитывающий перекрытие зубьев (для косозубых передач)

- коэффициент, учитывающий наклон зуба (для косозубых передач)

Принимаем для средних значений коэффициента торцевого перекрытия и 8-ой степени точности.

Проверяем прочность зуба колеса ([3] по формуле 3.25)

85<216

Условие прочности выполняется.

6.3.11 Расчет цепной передачи

Выбираем приводную роликовую однорядную цепь ([3] гл. 7, табл. 7.15).

Вращательный момент на ведущей звёздочке

Передаточное число было принято ранее

.

Число зубьев([3] стр. 148):

ведущей звездочки ;

ведомой звёздочки .

Тогда фактическое

.

Отклонение

, что допустимо.

Определяем коэффициент, учитывающий условия эксплуатации ([3] формулa 7.38 и пояснение к ней)

динамический коэффициент при спокойной нагрузке;

учитывает влияние межосевого расстояния;

учитывает влияние угла наклона линии центров;

учитывает способ регулирования натяжения цепи;

коэффициент, учитывающий характер смазки

учитывает продолжительность работы в сутки

.

Ведущая звёздочка имеет частоту вращения об/мин. Средние значение давления при об/мин

Ориентировочное значение шага цепи:

([3] формулa 7.38)

где m=1 - коэффициент рядности цепи (для однорядной цепи)

Принимаем по табл. 7.15. стр. 147 цепь ПР по ГОСТ 13568-75, имеющую разрушающую нагрузку массу

6.3.12 Прочностной расчет передачи

Скорость цепи:

Окружная сила:

Давление в шарнире



где А_оп=179,7 мм² - проекция опорной поверхности шарнира

Уточняем по таблице 7.18 [3] допускаемое давление

[p]=22[1+0,01(z₅-17)]=22[1+0,01(23-17)]=23,32

22,05<23,32

Условие выполнено

Определяем число звеньев цепи по формуле 7.36 [3]:

Уточняем межосевое расстояние:

([3] формула 7.37)

Для свободного провисания цепи предусматривается возможность уменьшения межосевого расстояния на 0,4%, т.е. на 10190,004=4мм

6.3.13 Расчет геометрических параметров звездочки

Определяем диаметры делительных окружностей звездочек

([3] формула 7.34)

Определяем диаметры наружных окружностей звездочек

([3] формула 7.35)

где - диаметр ролика цепи ([3] табл. 7,15).

Силы, действующие на цепь:

Окружная F_t=2114Н - определена выше;

От центробежных сил:

, где q = 2,6 кг/м по табл. 7.15 [3].

От провисания

, где k_f=1,5 ([3] cтр.151).

Расчетная нагрузка на валы:

Проверяем коэффициент запаса прочности цепи:

([3] формулa 7.40)

где Q - разрушающая нагрузка, Н Q= ([3] табл 7.15)

- допускаемый коэффициент запаса прочности ([3] табл 7.19)

26,8>8,3

Условие прочности выполнено.

6.4 Предварительный расчет валов редуктора и выбор подшипников

Из условия прочности на кручение определяется диаметр выходного вала d_в, мм:

, ([3] формулa 8.16)

где [ф]_к - допускаемое напряжение кручения для материала вала.

1)Для ведущего вала [ф]_к1 = 25 Н/мм ². Подставим значения в формулу и получим:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснения к формуле 8.16 [3])

=21мм;

Принимаем диаметр вала под уплотнения d_y1=25мм.

Диаметр под подшипниками принимаем =30 мм;

Диаметр ступени выбираем графически d_с=35 мм.

Ведущий вал



Рис. 17

2)Для промежуточного вала принимаем [ф]_к2 = 20 Н/мм ² и подставив в формулу 8.16 [3] значения, получаем:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда (пояснения к формуле 8.16 [3])

=28 мм;

Принимаем диаметр вала под уплотнения d_y2=30мм.

Диаметр под подшипниками принимаем =35 мм;

Диаметр вала под зубчатое колесо d_к=40 мм.

Промежуточный вал



Рис. 18

3)Для ведомого вала принимаем [ф]_к2 = 20 Н/мм ² и подставив в формулу 8.16 [3] значения, получаем:

Принимаем ближайшее большее значение из стандартного ряда(см. пояснения к формуле 8.16 [3])

=38 мм;

Принимаем диаметр вала под уплотнения d_y3=40мм.

Диаметр под подшипниками принимаем =45 мм;

Диаметр ступени выбираем графически d_к=50 мм.

Ведомый вал



Рис. 19

Принимаем радиально-упорные шарикоподшипники однорядные легкой узкой серии (ГОСТ 831-75).

Габариты подшипников выбираем по диаметру вала в месте посадки подшипников. По табл. П6 имеем:

Данные занесем в таблицу 6.3.

Таблица 6.3. Радиально-упорные шарикоподшипники однорядные

Вал	Условное обозначение подшипников	d	D	B	r	Динамическая грузоподъемность C, кН	Статическая грузоподъемность C0, кН
		Мм
Ведущий	36207	30	62	16	1,5	22,0	12,0
Промежуточный	36209	35	72	17	2	30,8	17,8
Ведомый	36209	45	85	19	2	31,2	25,1

Литература

1. В.Л. Николаенко, П.И. Артемонов. Учебно-методическое пособие по курсовому проектированию по дисциплине “Детали машин” - Мн. 1991.

2. С.А. Чернавский, К.Н. Боков и др. Курсовое проектирование деталей машин - М,1988.

3. Крюков К.П., Новгородцев В.П. Конструкции и механический расчет линий электропередачи . - 2-е изд., перераб. и доп. - Л.: Энергия, Ленинградское отд-ние, 1979.

4. Справочник по проектированию линий электропередачи /М.В. Вязьменский, В.Х. Шикин, К.П. Крюков и др. под ред. М.А. Реута и С.С. Рокотяна. - 2 езд., перераб. и доп. - М.: Энергия, 1980.

5. Распределение электрической энергии (Под общ. ред. профессоров МЭИ: И.Н. Орлова (гл. ред.) и др.) 7-е изд., испр. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1988.

6. Справочник по электрическим установкам высокого напряжения / Под ред. И.А. Баумштейна, С.А. Бансанова. - 3-е изд., перераб. и доп. - М.: Энергоатомиздат, 1989.

7. Детали машин в примерах и задачах: (Учеб. пособие Д 38/С.Н. Ничипорчик,

М.И. Корженцевский, и др.); Под общ. ред. С.Н. Ничипорчика. - 2-е изд. - Мн.: Выш. Школа, 1981 - 432 с., ил.

Размещено на Allbest.ru