Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины

Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины

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.

. 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.

. 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:

hобщ=hч.* hпш.ск* ηпш.кач. * ηм,                                                       (1)

где hч - КПД червячной передачи, hч =0,85;

hпш.кач - КПД пары подшипников качения, hпш.кач.=0,995;

ηпш.ск - КПД пары подшипников скольжения, ηпш.ск.=0,99;

ηм - КПД муфты, ηм = 0,98;

hобщ=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;

ω - 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;вн.пр. - передаточное число внешней передачи.

Передаточное число внешней передачи произведем расчет по следующей формуле:

                                                                                         (4)

где nэл - скорость вращения электродвигателя, мин-1;в - скорость поворота, nч = 120 мин-1.

Подставим значения в формулы:ред = 2840/120 = 23,7общ.=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 [σ]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 ω2 - 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 [σ]F, Н/мм2 по формуле:

,                                              (11)

где σТ - 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 <<2δ>>:

, 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 [σ]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;

η - 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*αw1,7, м2,                                                                                     (35)

*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 α - угол зацепления, α=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 α - угол зацепления, α=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:

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 ω - скорость цапфы угловая.

Определим относительный эксцентриситет χ=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; - 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 Ψ=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;

Ψ - 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

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;рек - 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;

σпр - растяжение трубопровода предел прочности материала.

Принимаем для стали σпр=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:

= 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

мм > 0,07 мм условие выполняется.

Трубопровод напорный, участки: 13-2, 3-4, 5-6, 7-8, 9-10, 11-12= 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

,6 мм > 0,028 мм условие выполняется.

Сливной трубопровод, участок: 15-16:

= 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:

вн = 14 - 2*1 = 12 мм.

Условие проверяем :

 мм

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 Δp0 - 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 Δp0 - перепад давления открывания или настройки аппарата, МПа;

Δpном - 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)

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 r - плотность рабочей жидкости, кг/м3;- максимальный расход жидкости в линии, м3/с;

li - коэффициент гидравлического трения на i - том участке;- длина i - го участка трубопровода, м;ст - внутренний диаметр i - го участка трубопровода, м;- площадь внутреннего сечения i - го участка, м.

Для гладких цилиндрических трубопроводов коэффициент li :

                                                                                       (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

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 ζj - коэффициент j-го местного сопротивления;н - число местных сопротивлений;Мj - 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 ζ = 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

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

Выбор насосной установки и уточненный расчет определим из расчета потерь давления в гидроприводе. Произведем проверочный расчет по формуле:

Δрн.т.=Δр1+Δр∑                                                                                    (75)

Δрн.т.=0,4+0,1734=0,573 МПА.

Рассчитанное давление в системе Δрн.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.

. ТЕХНОЛОГИЧЕСКАЯ ЧАСТЬ

3.1 Разработка технологического процесса изготовления полумуфты

.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 Ø86h7 - 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 )

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 Ø=188 до Ø86;

Торец подрезать Ø466 до Ø264;

Точить Ø=280 до Ø =162;

Торец подрезать Ø454 до Ø280

II установ:

Торец подрезать Ø466 до Ø85;

Торец подрезать Ø406 до Ø86;

Точить фаску на Ø=466 на 3*45;

Точить Ø=466 на L=47;

Точить фаску на Ø=466 на 3*45;

Фаску снять на Ø=86 , 3*45;

Отверстие расточить Ø=86;

Снять фаску на Ø=86 , 3*45;

Развернуть отверстие Ø86;

Операция протяжная:

Протянуть шпоночный паз.

Операция зубонарезная:

зубья фрезеровать.

Операция сверлильная:

Сверлить 16 отверстий Ø=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.

Штучно-калькуляционное время определяем по формуле:

Тш.к. = φк * То                                                                              (75)

где jк-коэффициент, учитывающий вспомогательное и дополнительное время.

Штучно-калькуляционное время для всех операций сведено в таблицу №7.

Таблица 7 - Штучно-калькуляционное время

Таблица 8 - Определение основного времени

3.1.7 Выбор типового оборудования и типовых универсальных приспособлений

Для изготовления разрабатываемой детали (зубчатое колесо) нужно выбрать металлорежущее оборудование. Характеристики металлообрабатывающих станков и комплексов приведены в таблице № 9. Режущий инструмент приведен в таблице № 10. Выбор средства измерения приведен в таблице № 11.

Таблица 9 - Выбор оборудования

Таблица 10 - Выбор режущего инструмента

Таблица 11 - Выбор средства измерения

3.1.8 Выбор режимов резания

Технологический процесс выполняется с ведением операционных и маршрутных карт. Исходя из обрабатываемой поверхности детали устанавливаем режим резания и выбора станков, комплексов и режущего инструмента. Результаты показаны в таблице № 12. Примером расчета является подрезка торца Ø466 до Ø 86. Для этого выбирается резец с устанавливаемой на него режущей частью из твердого сплава Т15К6 с углом в плане f=45Å. Глубина резания:

=(D-d)/2,мм                                                                                    (75)

где D- диаметр заготовки наибольший, мм;диаметр заготовки наименьший, мм;=(164-162)/2=1 мм;

Назначим подачу:о=0,6 мм/об.;

Прием из стандартного ряда станка: Sо=0,6 мм/об..

Рассчитаем скорость резания:

=CV·КV/Tm tx SyК3, м/мин.                                                        (76)

где CV -коэффициент скорости резания; CV =350

x, y, m - показатели степени скорости резания;

КV - коэффициент качества обработки;

КV = КmV КnV КMV КfV КOV                                                  (77)

КmV-коэффициент качества материала - 1;

КnV-коэффициент состояния поверхности заготовки - 0,8;

КMV-коэффициент материала режущей части - 1;

КfV-коэффициент параметров резца - 1;

КOV-коэффициент вида обработки - 1,18;

КV =1·0,8·1·1·1,18=0,944;

Период стойкости инструмента T=60мин;=350·0,944/600,2·20,15 ·0,60,35=147,5м/мин;

Определим частоту вращения:

=1000*V/π*d, об./мин                                                                   (78)

гдеV- скорость резания, м/мин.;диаметр заготовки наибольший, мм;=1000*133,15/3,14*164=258 об./мин.

Примем по паспорту станка: n=230 об./мин.;

Рассчитаем действительную скорость резания:

=π*d*n/1000,м/мин.                                                                       (79)

где d- диаметр заготовки наибольший, мм;частоту вращения, об./мин.;=3,14*164*230/1000=118,44м/мин.

Минутная подача:

Smin = S·nф=0,6·230=138мм/мин.

Длина рабочего хода:

р.х=. Lрез.+ у + Lдоп., мм                                                            (80)

где Lрез- длина резания, мм;

у- подвод, врезание, перебег инструмента, мм;доп.- ход и его дополнительная длина, определенная в некоторых случаях особенностями конфигурации детали и наладки и, мм;р.х=191+5=196мм.

Рассчитаем время основное:

о=Lр.х /Sмин., мин.                                                                       (81)

где Lр.х - длина рабочего хода, мм;мин - подача минутная, мм/мин.о=195/138=1,41мин.

Таблица 12 - Режимы резания

3.2 Проектирование шпоночной протяжки

Произведем расчет шпоночной протяжки для обработки шпоночного паза b32Js9 по ГОСТ 23360-78. Деталь «Полумуфта» представлена на рисунке 8.

Рисунок 8 - Полумуфта

3.2.1 Расчет протяжки

Спроектируем чистовую шпоночную протяжку для обработки шпоночного паза 32Js9 работающую за один проход, после предварительного фрезерования или долбления.

При протяжке используется 10% СОЖ.

Материал детали - сталь 35Л ГОСТ 977-88 с ;

Размеры:

ширина паза S0=32 мм. Допуск - Js9 (+/-0,018). Нижнее наибольшее отклонение - 0,018 мм, верхнее отклонение + 0,018 мм;

длина шпоночного паза L = 220 мм;

диаметр внутреннего отверстия детали d=120Н7.

Готовое отверстие с шпоночным пазом изображено на рисунке 9.

Рисунок 9 - Готовое отверстие со шпоночным пазом

Выберем тип протяжки и формы хвостовика. Шпоночные протяжки для обработки шпоночных канавок в отверстиях, (см. рисунок 10), бывают трех типов: плоские с утолщенным телом; плоские с телом равным ширине зуба; с цилиндрическим телом, диаметр при этом равен диаметру обрабатываемого отверстия.

Рисунок 10 - Формы поперечного сечения шпоночных протяжек

Режущая часть может быть монолитной с корпусом протяжки или со вставкой.

Основные конструктивные элементы шпоночной протяжки представлены на рисунке 11:

 - хвостовик (передняя замковая часть);

 - направляющая передняя часть;

 - часть режущая ;

 -часть калибрующая ;

 - направляющая задняя часть;

 - гладкая часть;

 - общая длина протяжки.

Рисунок 11 - Основные элементы шпоночных протяжек

Передняя замковая часть протяжки служит для соединения протяжки посредством протяжки с тяговым устройством протяжного станка. Форма этой части зависит от типа протяжки и средств соединения с тяговым устройством станка. Основные формы передней замковой части показаны на рисунке 12.

б - ручное присоединение протяжки к тяговому органу станка

Рисунок 12- Форма передней замковой части шпоночных протяжек

Принимаем для разработки второй вариант конструкции - плоская с телом равным ширине зуба. Материал режущей части - сталь; материал хвостовика сталь 40Х.

Форму хвостовика принимаем по ГОСТ 4043-70 -тип I -плоская.

Определяем припуск на сторону А под шпоночную протяжку расчет произведем по формуле :

А=tI‘макс-Dмин+f0, мм                                                                 (82)

где t1 - высота отверстия со шпоночным пазом, мм;

D - диаметр отверстия, мм;

f0 - величина стрелки, зависящая от ширины шпоночной канавки.

, мм                                                                    (83)

Согласуем с ГОСТ 18217-90, при известных t1=7,4+0,2мм, L=220мм, D=120мм. Принимаем максимальный припуск на протягивание по высоте А=10,10мм; припуск на шлифование =0,6мм; S1=0,6мм; число проходов - 3; толщина подкладки на втором проходе S=3,18мм; толщина подкладки на третьем проходе S=6,37мм.

Определим ширину тела протяжки:

=b+(2 ... 6) мм

=32+4=36мм

допуск по посадке ГОСТ 1012.

Определим ширину режущей части

п=bмакс-dв, мм                                                                              (84)

где dв - запас на разбивание и допуск на ширину bп

Выберем величину подачи на зуб. Подача на зуб или толщина срезаемого слоя металла Sz также заложена в конструкции протяжки и равна размерному перепаду между соседними режущими зубьями.

Определяем в зависимости от обрабатываемого материала и типа протяжки толщину стружки 0,02-0,1мм и принимаем максимально допустимую для данной марки стали заготовки:

Определим параметры зубьев протяжки. Рассмотрим элементы зубьев и их обозначение см. таблица 14. Форма канавки (зуба) определяется шагом зубьев t, шириной задней грани g, передним углом, радиусом задней спинки R, углом спинки зуба и радиусом переходной дуги r.

Таблица 14 - Элементы зубьев и их обозначение

Определим число режущих зубьев протяжки:

                                                                                      (85)

где n - количество проходов протяжки при обработке паза.

принимаем .

Определим глубину стружечных канавок. При конструировании протяжек необходимо рассчитать стружечную канавку на объем срезаемой стружки. Приближённо рабочая площадь стружечной канавки в осевом сечении равна площади круга , что изображено на рисунке 14.

Рисунок 14- Определение глубины канавки

Величину глубины канавки h0 определяем из условия нахождения стружки в стружечных канавках учитываем с величины подачи на зуб предпоследней ступени:

, мм                                                                            (86)

где    К - коэффициент заполнения канав стружечных ,

принимаем по при подъеме зуба а=0,1 - К = 3,5;

L - длина протягиваемой поверхности, мм;

принимаем

Определим шаг зубьев режущих . Шаг зубьев режущих для группового резания

Размер t округляем и окончательно принимаем по ГОСТ 18217-90 для паза b=32мм и L=220мм:t = 26 мм.

Основным вопросом расчета режущей части протяжки является определение формы и размеров режущих зубьев протяжки. Они определяются из условий центрирования и направления протяжки в процессе работы, заполнения впадины зуба стружкой и прочности протяжки. Основные формы зубьев протяжек по казаны на рисунке 15. Форма на рисунке 15а имеет прямолинейное очертание спинки и отличается простотой изготовления. Форма рисунке 15б имеет криволинейное очертание спинки зуба и применяется при обработке вязких металлов. Форма рисунке 14в в удлиненная и применяется при обработке глубоких и прерывистых отверстий с уступами.

Рисунок 15 - Форма зуба шпоночной протяжки

По ГОСТ 16491-70 принимаем форму с вогнутой спинкой на рисунке 16.

Рисунок 16- Размеры стружечных канавок

Определяем размеры стружечной канавки:

= (0,3…0,35)t, мм                                                                          (87)

= (0,3…0,35)26 = 7,8-9,1мм

принимаем g =10 мм

r = (0,5…0,6)h, мм                                                                         (88)

 = (0,5…0,6)10 = 5,0-6,0ммм

принимаем r =5,0 мм

R = (0,65…0,8)t, мм                                                                      (89)

R= (0,65…0,8)26 = 16,9-20,8 мм

принимаем R =16 мм

Передние углы γ всех зубьев инструмента выбираются от состава материала заготовки. γ = 150

Следующие задние углы зубьев протяжки:

зубьев режущих ;

зубьев калибрующих

Шаг калибрующих зубьев tк принимаем одинаковым шагу

режущих зубьев.

tк = 26 мм

Определим усилие протягивания. Для шпоночных протяжек сила резания рассчитывается по формуле:

<Qдоп, Н                                                      (90)

где Ср - постоянная величина, зависит от состава обрабатываемого материала, принимаем Ср=177;

x - показатель степени при величине подачи, принимаем x=0,85;

- толщина стружки, мм;

- ширина шпоночной канавки, мм;

Zmax - максимальное число зубьев работающих одновременно ;

KγKcKи -коэффициенты поправочные , учитывающие влияние переднего угла, состав СОЖ, износ зубьев,

принимаем; ;.

Теперь сила резания:

=8541,3 Н

Определяем высоту протяжки по первому зубу из условия прочности на растяжение силой Р и допускаемого напряжения :

 , мм                                                                            (91)

где Р - расчетное усилие протягивания, Н;

[s]в-величина допускаемого напряжения для материала протяжки, принимаем по кг/мм2;

b - ширина протяжки в рассматриваемом сечении, мм;

h0-принятая величину глубины канавки, мм

Определить высоту протяжки по последнему режущему зубцу

п=h1 +åDh/n, мм                                                                           (92)

hп= 60+10,10/3=63,3мм

заполняем таблицу высот зуба h по всей длине , что указано в таблице 15.

Таблица 15 - Параметры зубьев протяжки по длине

Определим размеры калибрующей части. Число калибрующих зубьев Zк выбирается от точности обрабатываемой поверхности см. рисунок 17.

Принимаем Zк = 4, при этом стружечная канавка как у режущих зубцов; фаска fк=0,8 мм.

Рисунок 17 - Расположение ленточки зуба

Длина калибрующей части для шпоночной протяжки определяется по формуле:

, мм                                                                                    (93)

Высоту калибрующей части принимаем с учетом возможной деформации - разбиения канавки со знаком минус.

, мм                                                                            (94)

Величину разбиения принимаем равной 0,01мм, тогда

С целью уменьшения трения на плоских сторонах зубьев исполняет задний угол 10, который располагается позади лент шириной 0,8 мм.

Выбираем форму, количество и размеры стружкоразделительных канавок. При профильной (одинарной) схеме резания припуск на всей заготовке срезается по всей ширине плоскости В. При В > 12 мм на зубьях протяжек делают стружкоделительные канавки в шахматном порядке (при обработке материалов, дающих сливную стружку). Отделяющие стружку канавки служат для разделения обрезаемого слоя по ширине и выполняются на всех участках режущих кромок длиной более 6 мм. Число стружечных канавок и фасок см. рисунок 18 определяют по формуле:

                                                                                            (95)

где Р1 - шаг или расстояние между канавками, выбирают от 5 до 8 мм, тогда минимальное количество канавок.

Рисунок 18 - Размеры и расположение стружкоразделительных канавок и фасок

На прерывистых краях канавки надлежит располагать на расстоянии не менее 2 мм и не более 10 мм от края .

Принимаем по ГОСТ 18217-90 для паза шириной b=32мм: Р=5,0мм; Р1=9мм.

Примем угловую конфигурацию расположения стружкоделительных канавок:

угол профиля: θ = 900 ;

ширина канавки: m = 1 мм;

радиус дна канавки: rc = 0,4 мм.

Канавки располагаем в шахматном порядке. На калибрующих зубьях и на конечном режущем зубе действие не производим.

Определим параметры задней направляющей части:

высота Н6=Н=60;

длина l6=70мм.

Определим длину протяжки до первого зуба по ГОСТ 18217-90

Определим общую длину протяжки:

Lп=l1+l+l5+l6, мм                                                                          (96)

Lп=513+884+117+60=1574мм

Проверяем толщину тела оправки по условию:

определяем наибольшую глубину паза Н из условия:

 , мм                                                             (97)

условие выполнено.

Определяем высоту установки подкладки относительно центра, см. рисунок 19.

Рисунок 19 - Для определения высоты установки подкладки по проходам

, мм                                                                      (98)

где А - максимальный припуск на протягивание, мм;

- припуск на шлифование отверстия, мм;

Si- толщина подкладки по проходам, мм;

t1 - глубина паза, мм.

Н - высота хвостовика, мм. (принимаем при t=26мм, по ГОСТ 18217-90 Н=60мм)

Результаты расчетов основных конструктивных элементов шпоночной протяжки представлены в таблице 16.

Таблица 16 - Результаты расчетов шпоночной протяжки

Шаг зубьев            t              26 мм     Задний угол       

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

Валоповортное устройство 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.

Модернизация компрессора и установка валоповорота на паровую турбину позволит сократить время прогрева турбины при пуске, устранить ряд недостатков, таких как прогиб и неравномерный прогиб ротора.

А так же длительное остывание паровой турбины, а так же позволит исключить полную остановку паровоздуходувки при прекращении подачи острого пара в полости паровой турбины.

Данные меры помогут предотвратить экономические потери и выход из строя оборудования.

В ходе проделанной работы мы разработали главные узлы валоповоротной установки, рассчитали ведомый и ведущий валы понижающего редуктора.

Выбрали электродвигатель, разработали принудительную систему смазки подшипников, выбрали главное защитное оборудование, маслонасосы, предохранительные обратные клапаны, маслофильтры, а так же определили тип смазывающих материалов.

Произвели выбор станочного оборудования, разработали числовое программное обеспечение комплексов и станков для определенного инструмента.

Разработали схему технологических наладок, технологические карты.

Выбрали и рассчитали режущий инструмент для изготовления главных узлов редуктора ВПУ.

Графически изобразили схему участка паровоздуходувной станции, валоповоротное устройство и исполнительный механизм, систему смазки, технологические наладки и режущий инструмент.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1.      Антонюк, Л.М. Теория газотурбинных двигателей: учеб. пособие / Л.М. Антонюк, В.С. Марусенко. - Москва: Машиностроение, 2000. - 163 с.

.        Анурьев, В.И. Справочник конструктора машиностроителя: в 3 т. Т. 3 / В.И. Анурьев. - Москва: Машиностроение, 1978. - 577 с.

.        Атлас конструкций. Детали машин: учебное пособие для вузов / под ред. Н.Д. Решетова. - Москва: Машиностроение, 1979. - 205 с.

.        Вавилов, М.П. Смазка металлургического оборудования: учеб. пособие М.П. Вавилов. - Москва: МАШГИЗ, 1954. - 176 с.

.        Горбацевич, А.Ф. Курсовое проектирование по технологии машиностроения: учебное пособие для машиностроительных спец. вузов / А.Ф. Горбацевич, В.А. Шкред. - Минск: Высшая школа, 1983. - 256 с.

.        ГОСТ 16491-70. Протяжки шпоночные. Конструкция. - Введ. 01.02.1990. - Москва: Издательство стандартов, 1980. - 56 с.

.        ГОСТ 18220-90. Протяжки шпоночные для пазов повышенной чистоты. Конструкция. - Введ. 01.01.1991. - Москва: Издательство стандартов, 1990. - 38с.

.        ГОСТ 4043-70. Хвостовики плоские для протяжек. - Введ. 01.07.1971. Москва: Издательство стандартов, 1991. - 110 с.

.        ГОСТ 16491-70. Протяжки шпоночные. Технические требования. - Введ. 01.01.1981. - Москва: Издательство стандартов, 1999. - 7 с.

.        Егоров, М.Е. Технология машиностроения: учебник для машиностроительных вузов / М.Е. Егоров. - Москва: Высшая школа, 1976. - 534 с.

.        Иванов, М.Н. Детали машин: учебник для машиностроительных специальностей вузов / М.Н. Иванов, В.А. Финагенов. - Москва: Высшая школа, 2002. - 408с.

.        Малов, А.Н. Справочник металлиста: в 3 т. Т. 5 / А.Н. Малов. - Москва: Машиностроение, 1960. - 1164 с.

.        Ряховский, О.А. Детали машин: учебник для вузов / О.А. Ряховский. - Москва: МГТУ им. Баумана Н.Э, 2002. - 388 с.

.        Шатин, В.П. Справочник конструктора-инструментальщика: справочник / В.П. Шатин, Ю.В. Шатин. - Москва: Машиностроение, 1975. - 456 с.

.        Шейнблит, А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: учеб. пособие / А.Е. Шейнблит. - Москва: Высшая школа, 1991. - 433с.