125301 (598617), страница 4

Просмтор этого файла доступен только зарегистрированным пользователям. Но у нас супер быстрая регистрация: достаточно только электронной почты!

Текст из файла (страница 4)

,

де Т – скручувальний момент, який передається шпонкою, Нм;

l_р – робоча довжина шпонки (при плоских торцях l_р= l, при округлених l_р= l– b);

d – діаметр вала в місці установлення шпонки;

[_см] 10010⁶ Па – допустима напруга для стальної маточини і []_см 5010⁶ Па – для чавунної маточини.

Для середнього нормального режиму навантаження і нерухомого з'єднання маточини значення[]_см зменшується на 20-25%.

Якщо _см стане більше []_см, допускається установлення на валу двох шпонок під кутом 180^о.

З'єднання з сегментною шпонкою перевіряється на витривалість за напругами зім'яття за формулою

Па.

Сама сегментна шпонка перевіряється на витривалість за напругами зрізу за формулою

Па,

де []_ср.=0,6 []_см.

Розміри шпонок у формулах для _см і _ср беруться із наведених вище таблиць [2, 3].

4.6 Розрахунок і вибір муфти

Вибір пружної втулково-пальцевої муфти здійснюється за скручувальним моментом Т_к, який передається нею відповідно до [4] чи [3] табл. 11.5, с.277. Пальці і кільця беруть стандартними з умовою розміщення у вигляді zd_o 2,8 Д_о, де z ‑ число пальців; d_o – діаметр отвору під пружний елемент; Д_о – діаметр розміщення пальців. Зовнішній діаметр муфти дорівнює

Д= Д_о+(1,5…1,6) d_o.

Пружні елементи муфти перевіряються на зім'яття за формулою

, Па,

де d_п – діаметр пальця;

l_вт – довжина пружного елемента;

[]_см = 210⁶ Па – допустимі напруги зім'яття.

Пальці муфти перевіряються на міцність за згинальними напругами за формулою

, Па,

де с=3…5 мм – осьовий зазор між півмуфтами;

[]_и = (160…200)10⁶ Па – допустимі напруги згинання.

Межове радіальне зміщення з'єднувальних муфтою валів дорівнює =0,1…0,15 мм.

Радіальна сила F_к, викликана цим зміщенням, дорівнює

F_к=с_,,,,

де с - радіальна жорсткість муфти Н/мм, яка визначається за табл. 4.9 залежно від діаметра вала d.

Таблиця 4.9

d, мм	16	20	25	30	40
с, Н/мм	1550	2160	2940	3920	5400

4.7 Вибір ущільнень валів

Для ущільнення валів редукторів застосовують ущільнення, які за принципом дії поділяються на контактні (манжетні ), лабіринтні, щілинні, відцентрові, торцеві і комбіновані. Манжетні ущільнення поділяються на два типи [3] табл. 9.16, с.209 чи [2] табл. 24.29, с.402. Перший тип застосовують при швидкості ковзання 20 м/с, другий тип (з пильником) – при 15 м/с. Поверхню вала під манжетне ущільнення необхідно гартувати до твердості HRC40, мати шорсткість R_а 0,32 мкм, допуск вала під ущільнення h11. Лабіринтні ущільнення (осьові і радіальні) застосовують при будь-яких швидкостях, як і щілинні.

Розміри канавок і зазори лабіринтних і щілинних ущільнень подані в [3] табл. 9.17, с.210, а їх конструкції – в [3] рис. 9.44-9.46, с.210. Для нереверсивних зубчатих передач застосовують ущільнення вала манжетою з гвинтовими канавками на поверхні вала глибиною 0,02 мм [2] рис. 11.30, с.161.

У даному курсовому проекті в обов'язковому порядку одне із ущільнень вала виконується торцевим [2] рис. 11.19, с.157 і рис. 11.33, с.163. Ущільнення цього типу застосовують для валів холодильних чи газових компресорів. Воно вміщує нерухоме підпружинене кільце із сталі марок 40Х, ШХ15, загартованої до високої твердості, яке оснащене додатковим статичним ущільненням – гумовим кільцем круглого перетину. Це кільце своїм виступом притискається пружиною з тиском (0,5…1,5)10⁴ Па до другого кільця із антифрикційного матеріалу марок АМС-1, АГ-1500-СО₅, 2П-1000-Ф, яке притискається до внутрішнього кільця підшипника і крутиться разом з ним. Поверхні кілець, що труться, повинні мати відхилення від площинності не більше 0,9 мкм, а шорсткість R_a 0,16 мкм. Рідке масло, що змащує підшипник, попадає на поверхню тертя кілець, на якій швидкість ковзання 15 м/с.

4.8 Компонування приводу

Після наведених вище розрахунків виконується компоновка редуктора (складальне креслення) на міліметровій бумазі чи ватмані формату А1, яка дозволяє оцінити правильність вибору прийнятого початкового масштабу креслення і розміщення на ньому проекцій редуктора. Виконання компонування можна розбити на два етапи.

Перший– для наближеного визначення положення зубчатих коліс, шківа клинопасової передачі і півмуфти щодо опор для подальшого визначення опорних реакцій і вибору підшипників. Циліндричні редуктори, як правило, виконуються з розніманням корпуса за осями валів, які розміщені в одній площині. Тоді кожний із валів з опорами і всіма сидячими на ньому деталями можна зібрати незалежно від інших валів і потім установити в корпус.

Основною проекцією на компоновці є розріз за осями валів при знятій кришці редуктора, яка виконана тонкими лініями, бажано в масштабі 1:1. Підшипники редуктора, як правило, змащують пластичним змащувальним матеріалом. Щоб він не потрапляв усередину корпуса редуктора і не вимивався рідким маслом, яке змащує зубчаті пари, перед підшипниками з боку внутрішньої стінки корпуса редуктора установлюються мазеутримувальні кільця, тому торцева поверхня підшипників розміщена від внутрішньої стінки корпуса редуктора на відстані 8…12 мм. Габарити підшипників (середньої серії) вибирають по діаметру вала в місці посадки підшипників відповідно до [2] табл. 24.10-24.18, с.380-389, а також [4, 5]. Колеса і шестерні на першому етапі, а також підшипники, шків і півмуфту можно зобразити спрощено у вигляді прямокутників.

На другому етапі конструктивно оформляються зубчаті колеса, вали, корпус, подшипникові вузли, шків, півмуфти (в складі) і беруться відстані між серединами передач і підшипників для уточненого розрахунку валів і перевірочного розрахунку підшипників, вибору ущільнень валів редуктора і розрахунку кількості змащувального масла. Можна на розрізі підшипника викреслювати одну половину, а для другої тільки нанести її габарити. Підбираються кришки підшипників з прокладками для ущільнення і гвинтами, фіксуються на валу внутрішні кільця підшипників (відповідно до схеми їх розміщення на валу), промальовуються ущільнення валів. Довжини кінців вхідного і вихідного валів редуктора визначаються осьовими розмірами маточини шківа і півмуфти. Бажано виконати і компоновку редуктора з двигуном на загальній рамі (встановлювальне креслення) після чистового виконання складального креслення редуктора, щоб оцінити домірність їх розміщення на рамі, а також розміщення проекцій установки редуктора на встановлювальному кресленні. Габаритні і приєднувальні розміри асинхронного електродвигуна беруть на основі знайдених значень його потужності, частоти обертів вала і типорозміру за [3] табл. П.2, с.391, чи [2, 4, 5].

4.9 Уточнювальний розрахунок валів

Уточнювальний розрахунок валів редуктора виконується після завершення компановки редуктора, коли визначена їх конструкція (діаметри і довжини участків вала, відстані між серединами опор, коліс, шківа і півмуфти). За величинами тангенціальної, радиальної та осьової сил, знайдених із розрахунку кожної зубчатої пари, радіальної сили F_в від пасової передачі, і радіальної сили F_{к ,}, яка зумовлена зміщенням вихідного вала редуктора і вала компресора, знаходяться реакції опор R_х і R_у в горизонтальній ZОХ і вертикальній ZОУ площинах вала та будуються епюри згинальних і скручувальних моментів, і визначаються величини еквівалентних напруг у небезпечних перетинах. Уточнювальний розрахунок вала заключаєтся у визначенні коефіцієнтів запасу міцності S в небезпечних перетинах і перевірці умов дотримання міцності S S, де S =2,5 – допустиме значення коефіцієнта запасу міцності.

Припускається, що нормальні згинальні напруги змінюються за симетричним циклом, а дотичні від скручування – за пульсуючому. Для заданого матеріалу зубчатого колеса і його термообробки за [3] табл. 3.3, с.34-35 знаходять середнє значення напруги _в залежно від діаметра його заготовки. Коефіцієнт запасу міцності в небезпечному перетині вала дорівнює

.

Коефіцієнт запасу міцності за нормальною напругою дорівнює

.

Межа витривалості згинання для симетричного циклу дорівнює: _-1=0,43_в – для вуглецевих конструкційних сталей; _-1= 0,35_в+(70…120)10⁶ Па – для легованих сталей. Ефективний коефіцієнт концентрації нормальних напруг К визначається за [3] табл. 8.2-8.7, с.163-166. Масштабний фактор для нормальних напруг знаходиться за [3] табл. 8.8, с.166. Коефіцієнт, який враховує вплив шорсткості поверхні, =0,97…0,9 при R_a=0,32…2,5 мкм. Амплітуда циклу нормальних напруг дорівнює найбільшій напрузі згину в небезпечному перетині вала. Середня напруга циклу нормальних напруг дорівнює . При F_a=0 і _m=0. Для вуглеводних сталей береться коефіцієнт =0,2, для легованих сталей =0,25…0,3.

Коефіцієнт запасу міцності за дотичним напругами дорівнює

.

Межа витривалості конструкційних сталей при симетричному циклі скручування дорівнює -₁=0,58_-1. Інші значеня у формулі S мають такий самий зміст, що у формулі для S, тільки відносяться до напруг скручення. Значення наведені в [3] табл. 8.8, с. 166, значення К - [3] табл. 8.2-8.8, с. 163-166. Для конструкційних сталей береться =0,1. Напруги і _m дорівнюють = _m = 2,5 , де Т і d – скручувальний момент і діаметр вала в перетині, яке розглядається. Якщо у небезпечному перетині є декілька концентраторів напруг (галтель, виточка, шпоночна канавка, шліци, напресована деталь, наскрізний радіальний отвір), то враховується тільки один ‑ з більшим відношенням . Для ступінчастих валів редуктора розміри скосів, фасок, радіусів галтелей беруть за [3] рис. 8.4-8.5, с. 167-168.

4.10 Перевірний розрахунок підшипників

Для виконання перевірного розрахунку підшипників для кожної із опор визначається осьова реакція Р_а= F_a і сумарна радіальна реакція . Підбір радіальних підшипників (шарикових чи з циліндричними роликами), відстань між якими і посадковий діаметр внутрішнього кільця d відомі після виконання компонування редуктора, ведеться у такому порядку:

• визначаються еквівалентні навантаження підшипників;

• задавшись довговічністю L_h найбільш навантаженого підшипника, обчислюють його динамічну вантажопідйомність С, яка необхідна;

• за діаметром посадкового місця на валу підбирається номер підшипника, починаючи з легких серій, і перевіряється виконання умови С [С], де [С] – динамічна вантажопідйомність із [3] табл. П3-П5, с. 392-398 чи із [2] табл. 24.10-24.18, с. 380-389, або із [4, 5]. Якщо умова не виконується, для того самого діаметра d береться підшипник середньої чи важкої серії, чи дворядний або іншого типу.

Підбір радіально-упорних шарикових і конічних роликових підшипників, для вала яких відомі точки прикладання радіальних реакцій (розмір а, який залежить від е), ведеться в такому порядку:

• обчислюються еквівалентні навантаження підшипників (коефіцієнти Х і У залежать від величини е, яка визначається типорозміром підшипника);

– за [3] табл. П6-П7, с. 399-404 чи [2] табл. 24.15-24.18, с. 385-389, чи із [4, 5] визначається динамічна вантажопідйомність підшипника;

– за еквівалентним навантаженням і динамічною вантажопідйомністю знаходиться теоретична довговічність підшипника, яка повинна бути не менше тієї, яка вимагається, в протилежному разі беруться підшипники інших серій і типів.

Коли частота обертів кільця більше 1 об/хв, підшипники підбирають за динамічною вантажопідйомністю.

Номінальна довговічність (ресурс) підшипника в міліонах обертів дорівнює

Характеристики

Список файлов книги