Расчет и конструирование станка качалки. 3) СК 960-68 БАК с- 65,97 процентов. Осуществлен расчет основных узлов поверхностного и подземного оборудования
 Скачать 0.76 Mb.
|
|
1.13 Расчет на прочность деталей спроектированного станка – качалки. Расчет балансира на прочность Балансир выполнен из двутавровой балки № 30. Определим напряжение от изгиба в опасном сечении над опорой балансира по формуле: Gиз = W , где Миз – максимальный изгибающий момент, воспринимаемый балансиром: Миз = Рmax · а = 26,64 · 10³ · 1,2 = 31, 97 ·10³ НМ; (1) Рmax – максимальная нагрузка в точке подвеса штанг, Рmax = 26,64 · 10³ Н; а - переднее плечо балансира, а = 1,2м; W - момент сопротивление тела балансира в сечение а – а из справочника для двутавровой балки № 30 равен, W = 472³, Тогда возникающее напряжение под действием изгибающих сил будет: Gиз = 677, 3 10 Па, Определим прогиб балансира в условиях нормальной работы по формуле: f = 3Е × ℓ; (2) где Р = Рmax + в Рmax = 26,64 · 10³ + 1,26,64 · 10³ = 5328 · 10³ Н, Е – модуль упругости материала балансира, Е = 0,21 · 10¹² Па,  х – момент инерции тела балансира в сечении а – а для двутавровой балки №30, х = 0,5  · W = 0,5 · 30 · 472 = 7100 см;где - высота двутавра № 30;ℓ - длина балансира, ℓ = а + в = 120 + 120 = 240см. Относительный прогиб ℓ = 240 = 0,0004, что является допустимым. Рассчитаем балансир на устойчивость. На основании строительных норм и правил необходимо проверить соблюдение следующего неравенство: где - высота стеки, = 26,8 см;γ – толщина стенки, γ = 0,65 см; R – расчетное сопротивление прокатной стали изгиба, R = 1000 кгс/см² = 980 ·10Па; γ = 0,65 = 41,2. Поскольку 41,2 < 110 1000, то проверка устойчивости стенок не требуется. Для проверки балансира на действии переменных нагрузок из предыдущего расчета берем Рmax = 26,64 · 10³ Н и Рmin = 16,79 · 10³ Н и по нижеприведенным формулам подсчитываем значение амплитуды изменения значения Gа и среднее напряжение Gm: Gа = 2; Gm = 2, где Gmax = W и Gmin = W Максимальный и минимальный изгибающие моменты в опасном сечении будут: Мmax = Рmax · а = 26,64 · 10³ · 1,2 = 31,97 · 10³ Нм; Мmin = Рmin · а = 16,79 · 10³ · 1,2 = 20,15 · 10³ Нм; W – момент сопротивление сечение, W = 472 см³; Зная значения Gmax и Gmin, определим амплитуду изменения напряжения Gа и среднее напряжение Gm: Gа = 2 = 160,8 ·10 Па: Gm = 2 = 516,5 · 10 Па. Запас прочности по пределу усталости будет равен:  n = (К ) g · Gа + ψGm ; (3)где: G-1 – предел выносливости стали марки Ст. 3 на изгиб, G-1 = 1766 · 10 Па; (К ) g – действительный коэффициент концентрации напряжение,(К ) g = Е · β ;К  - коэффициент концентрации напряжений;Е - коэффициент влияние абсолютных размеров сечение;β - коэффициент, определяющий качество обработки поверхности состояние поверхностного слоя и эксплуатационных условий.Эти коэффициенты по таблице приближенно принимаем: К = 1,5; Е = 0,9; β = 0,6 тогда (К) g = 0,9 × 0,6 = 2,78; для асимметричных циклов, когда G-1 < 0 можно принять ψ = 0,Полученный запас прочности обеспечивает надежную работу балансира. Расчет подшипника опоры балансира Опора оси балансира выполнена на двухрядных сферических роликовых подшипниках № 3616 с размерами До = 170мм, d = 80мм и числом роликов Ζ = 28. Коэффициент работоспособности С = 420000. Подшипник работает при колебаниях вместо полного вращения. Для упрощения подсчета долговечности принятых подшипников, колебание подшипников сводим к условному вращению. Приведенное число оборотов определяется по формуле: n = С · nк , (1) где С – коэффициент приведение частоты колебания к оборотом; nк – максимальное число качание в минуту, nк = 12 кач/мин; С = КN21 , где К – коэффициент, зависящий от типа подшипника. Для подшипников с короткими цилиндрическими роликами, К = 0,203. N21 - количество циклов напряжений за один оборот подшипника где: Ζ – число роликов, Ζ = 28; До и d – соответственно внешний и внутренний диаметры подшипника: С = 0,203 × 10,29 = 0,48 тогда n = 0,48 × 12 = 5,76 об/мин. Условия радиальная нагрузка на один подшипник определяется по формуле: QR = 0,5 · R · К · Кк, (2)где: R – сила реакции опоры балансира, R = √ Rr² + R²в , Горизонтальную реакцию опоры балансира определяем по формуле: Rr = - Рш cos (β + б1) = - 26,72 · 10³ cos (85 + 18º12´) = 6,07 · 10³ Н, (3) Рш – максимальная нагрузка, действующая на шатун, Рш = в Рmax sinβ = sin 85º = 26,72 · 10³ Н, Вертикальная реакция опоры балансира определяется по формуле: Rв = Рmax + Ршв + Qб; (4) Ршв = Рм · sin (β + б1) = 26,72 ·10³ sin (85 + 18º12´) = 26,01 · 10³ Н, Qб – вес балансира, Qб = 3,96 · 10³ Н, Rб = (26,64 + 26,01 + 3,96) · 10³ = 56,61 · 10³ Н, Кб – коэффициент характера нагрузки. В связи с возможностью толчков и вибрации в процессе работы принимаем Кб = 2; Кк – коэффициент, вводимый при вращении внутреннего кольца подшипника, Кк = 1 тогда: QR = 0,5 · 56,93 · 10³ · 2 · 1 = 56,93 · 10³ Н. Долговечность подшипника определяем по формуле: С = QR (n · )º'³ (5)ℓg С = ℓg QR + 0,3 ℓg n + 0,3 ℓg ℓg = ℓg С - ℓg QR – 0,3 ℓg nℓg 420000 - ℓg 56,93 · 10³ - 0,3 ℓg 5,7= 104700 часов, что вполне допустимо. Рассчитаем ось балансира. Ось балансира нагружена силой R = 56,93 · 10³ Н. Изгибающий момент равен: Миз = 2 (ℓ - а) = 2 (0,36 – 0,135) = 6,4 · 10³ Нм, (6) где ℓ - длина оси балансира, ℓ = 36см, а – длина оси балансира, опирающейся на подшипник, а = 13,5см Момент сопротивления сечения равен: W = 6 = 6 = 288см³, где d1 – диаметр оси балансира, d1 = 12см. Определяем напряжение изгиба, 6,4 · 10³ δиз = 222,38 · 10 Па, что вполне допустимо. Расчет траверсы Рассчитываем подшипник траверса. Опора траверсы выполнена на одном двухрядном сферическом подшипником № 3616. Приведенное число оборотов n = 5,76 об/мин. Условная радиальная нагрузка равна: Q = Рм · Кб + Кк = 26,72 · 10³ · 1 · 2 = 53,44 · 10³ Н, (1) где Кб – коэффициент характера нагрузки, Кб = 2, Кк – коэффициент, в водимый при вращение внутреннего кольца подшипника, Кк = 1, Определяем долговечность подшипника: С = QR (n · )º³ , (2)ℓg С = ℓg QR + 0,3 ℓg n + 0,3 ℓg , часов, что достаточно.Рассчитываем траверсу. Траверса выполнена сварной конструкции коробчатого сечения. Максимальный изгибающий момент в сечении а – а будет: Миз = 0,5 Рш 2 = 0,5 · 26,72 · 10³ 2 = 5,48 · 10³ Нм, (3) где ℓ - длина траверсы, ℓ = 107 см; а – расчетная длина между кронштейнами, а = 25 см; Рш – сила, действующая на шатун, Рш = 26,72 · 10³ Н. Момент сопротивления опасного сечения определяется из формулы: в ³ - (в - 2d) ( - 2а)³ 16,17³ - (16 – 2 · 0,5) (17 – 2 · 0,5)³ , (4)где в – ширина полок траверсы, в = 16см; - высота траверсы, = 17 см;d – толщина стенки траверсы, d = 0,5 см; а – толщена стенки траверса, а = 0,5 см, тогда напряжение от изгиба будет: что находится в пределах допустимого. Рассчитываем ось траверсы. Максимальный изгибающий момент, действующий на ось: Миз = 0,5 Рш · ℓ = 0,5 · 26,72 · 10³ · 10 · 10ˉ² = 1,34 · 10³ Нм , (5) где ℓ - рабочая часть оси, ℓ = 10см. Момент сопротивление опасного сечения находим по формуле: W = 0,1 d³ = 0,1 · 8³ = 51,2см³, (6) где d – диаметр оси, d = 8см. Рассчитываем втулку траверса. Удельное давление на внутреннюю поверхность втулки: q = 2 · d · в = 2 (4· 4,3) · 10ˉ² = 38,8 · 10 Па, (7) где d – внутренний диаметр втулки, d = 40мм; в – ширина одной втулки, ? = 43мм. Напряжение определяем по формуле: δ = q Д² - d² = 38,8 · 10 (0,08² - 0,04²) = 64,8 · 10 Па, (8) где Д – наружный диаметр втулки, Д = 80мм. Расчет тела шатуна Максимальное растягивающее усилие в теле шатуна: Р'ш = 2 = 2 = 13,36 · 10³ Н, где: Рш – максимальная нагрузка, действующая на шатун, Рш = 26,72 · 10³ Н. Определяем напряжение в теле шатуна: δ = 0,785 (Д² - d²) = 09,785 (0,06² - 0,05²) = 155 · 10 Па, (1) где Д – наружный диаметр трубы, Д = 60мм; d – внутренний диаметр втулки, d = 50мм. Расчет тела кривошипа Основным сечением кривошипом является сечение, где действует максимальный момент. Момент предварительной затяжки М3 будет: М3 = Р ·ℓ = 13,25 · 10³ · 0,25 = 3,31 · 10³ Нм, (1) где ℓ - расстоянием между центром вала редуктора и болтом, ℓ = 250мм; Р – сила затяжки, она равна, 0,5 Р = f (ℓ + 0,5 d), (2) где: f – коэффициент трение стали по стали, f = 0,18; d – диаметр вала редуктора в месте посадки кривошипа, d = 85мм, Мт – момент, передаваемый трением, примерно составляет 40۟% от всего момента: Мт = 0,4 · Мпр = 0,4 · 3500 = 1400 Нм, Мкр – момент, приходящейся на один кривошип, предполагается, что часть этого момента передается трением между валом и кривошипом, а часть передается шпонкой, Мmax Мкр = 2 = 2 = 3500 Нм, Мmax – максимальный крутящий момент на кривошипном валу редуктора, для станка – качалки 4СК3 – 1, 2 – 700, Мmax = 7000 Нм, тогда: Р = 0,18 × (0,25 + 0,5 × 0,85) = 13250Н = 13,25 · 10³ Н. Рабочий момент, приходящийся на один кривошип равен Мр = 3500 Нм. Тогда общий момент: М = М3 + Мр = (3,31 + 3,5) · 10³ = 6,81·10³ Нм. Расчет стойки станка – качалки Ноги стойки состоят каждая из угольника 75 × 75 × 8. Поперечные связи делят высоту стойки на отдельные панели высотой 320мм. Площадь поперечного сечения каждой F = 11,5 см². Нагрузка на каждую ногу стойки равна: R= 56,93 · 10³ Р = 4 = 4 = 14,23 · 10³ Н, где: R – суммарная нагрузка, действующая на стойку, R = 56,93 · 10³ Н. Введу того, что значение суммарной нагрузки R, действующей на стойку и ее вертикальной составляющей Rв близки по величине, это для упрощение расчета направление суммарной нагрузкой принимается вертикально направленной вниз. Учитывая, что угол наклона ноги равен β = 13º, имеем усилие, возникающее вдоль каждой наги: Р1 = cos β = cos 13º = 14,6 · 10³ Н, Отдельная панель должна сопротивляться продольному изгибу: λ´ = r i = 14,7 = 20,4 где: ℓрасч – расчетная длина ноги, ℓрасч = 300мм, r i – наименьший радиус инерции угольника 75 × 75 × 8, r i = 14,7мм. Коэффициент уменьшения сечения принимаем равным φ1 = 0,93, тогда Fпр = F · φ1 = 11,5 · 0,93 = 10,7 см². Напряжение равно: Поскольку стойка представляет собой стержень, ветви которого соединены планками и решетками, то коэффициент продольного изгиба относительно свободной оси должен определятся из приведенной гибкости λпр. Приведенная гибкость рассчитывается по формуле: λпр = √ λ² +λ²1 + λ²2 ; (1) Н =199,0 λ = rmin = 22,8 = 8,73 где λ – наибольшая гибкость всего стержня, Н – высота стоки, Н = 199см; rmin – радиус инерции в среднем сечении стойки относительно оси rmin = 0,43 · 53 = 22,8см; λ1 и λ2 – гибкость отдельных ветвей относительно осей 1 – 1 и 2 – 2. В нашем случае: ℓ = 30 λ1 = λ2 = r = 1,47 = 20,4: ℓ - длина элемента ноги, ℓ = 30см; r – радиус инерции уголка, r = 1,47см, тогда λ пр = 8,73² + 2 · 20,4² = 30,14 при λпр = 30,14: φ = 0,91 Напряжение равно: δ = 39,5 · 10 Па. F · φ 11,5 · 10 · 0,91 Несмотря на низкие напряжения, учитывая переменную по величине нагрузку, а также возможные вибрации, принимаем указанный выше профиль ноги. 2. Безопасность жизнедеятельности обслуживающего персонала при монтаже, ремонте и эксплуатации установки. 2.1 Задачи в области безопасность жизнедеятельности В настоящем разделе выпускной квалификационной работы на основании действующих нормативных документов разработаны мероприятия, обеспечивающие безопасность транспортировки монтажа, эксплуатации и ремонта спроектированного в данном проекте станка – качалки. Характеристика проектируемого объекта. Объектом является скважина, оборудованная станком - качалкой 4СК3-1,2-700. Техническая характеристика дана в специальном разделе дипломного проекта. Физические свойства веществ, используемых в процессе эксплуатации станков – качалок, приведены в таблицах 6 и 7. Таблица 6 Санитарно – гигиенические показатели веществ (материалов) обращаемых в производстве, характер их действия на организм человека и СИЗ
| ||||||||||||||||||||||||||||||