Материал: Модернизация компрессора установки валоповорота паровой турбины

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.