Выбор смазочных материалов и системы смазывания

↑

▷ Содержание

⇐ ПредыдущаяСтр 11 из 13Следующая ⇒

8. Расчет валов на прочность

Расчет на статическую прочность. Проверку статической прочности выполняют в целях предупреждения пластических деформаций в период действия кратковременных перегрузок (например, при пуске, разгоне, реверсировании, торможении, срабатывании предохранительного устройства). [1, стр. 165]

Величина нагрузки зависит от конструкции передачи (привода).

Так при наличии предохранительной муфты величину перегрузки определяет момент, при котором эта муфта срабатывает.

При отсутствии предохранительной муфты возможную перегрузку условно принимают равной перегрузке при пуске приводного электродвигателя.

В расчете используют коэффициент перегрузки K_п = T_max / T, где T_max - максимальный кратковременный действующий вращающий момент (момент перегрузки); T - номинальный (расчетный) вращающий момент. [1, стр. 165]

Коэффициент перегрузки выбирается по справочной таблице 24.9 [1]. Для выбранного двигателя (АИР160М8): K_п = 2,4

В расчете определяют нормальные σ и касательные τ напряжения в рассматриваемом сечении вала при действии максимальных нагрузок:

где M_max - суммарный изгибающий момент, рассчитывается по формуле:

 где - суммарный изгибающий момент, Н∙м; M_кmax = T_max = K_пT - крутящий момент, Н∙м; F_max = K_пF - осевая сила, Н; W и W_к - моменты сопротивления сечения вала при расчете на изгиб и кручение, мм³; A - площадь поперечного сечения, мм². [1, стр. 166]

Частные коэффициенты запаса прочности по нормальным и касательным напряжениям (пределы текучести σ_т и τ_т материала см. табл. 10.2[1]) [1, стр. 166]:

S_тσ = σ_т/σ; S_тτ = τ_т/τ.

Общий коэффициент запаса прочности по пределу текучести при совместном действии нормальных и касательных напряжений [1, стр. 166]

Статическую прочность считают обеспеченной, если S_т ≥ [S_т], где [S_т] = 1,3...2 - минимально допустимое значение общего коэффициента запаса по текучести (назначают в зависимости от ответственности конструкции и последствий разрушения вала, точности определения нагрузок и напряжений, уровня технологии изготовления и контроля). [1, стр. 166]

Рис. 12 [рис. 10.13, в]

Моменты сопротивления W при изгибе, W_к при кручении и площадь A вычисляют по нетто-сечению для вала с одним шпоночным пазом [1, стр. 166]:

W = πd³/32 - bh(2d-h)²/(16d);

W_к = πd³/16 - bh(2d-h)²/(16d);

A = πd²/4 - bh/2.

При расчетах принимают, что насаженные на вал детали передают силы и моменты валу на середине своей ширины. [1, стр. 164]

8.1 Выходной вал

Расчет на статическую прочность. Расчет на прочность производится с помощью программных средств сайта http://sopromat.org

Длины участков для всех схем вала:

L1 = 38 мм; L2 = 66 мм; L3 = 69 мм; L4 = 56 мм.

Действующие номинальные нагрузки:

F_t = 2256,6 Н (тяговая нагрузка в зацеплении);

F_r = 821,4 Н (радиальная нагрузка в зацеплении);

T = 300,13 Н∙м.

Расчетная схема вала для построения эпюры M_x (на схеме P_y(b)=F_r):

Эпюра M_x:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_y (на схеме P_y(b)=F_t):

Эпюра M_y:

Расчетная схема вала для построения эпюры N:

Расчетная схема вала для построения эпюры M_кр:

Эпюра M_кр:

Очевидно, что опасным является место зубчатого зацепления, в котором действуют все виды внутренних факторов. Рассмотрим его:

M_x = 16960 Н∙мм;

M_y = 45933 Н∙мм;

F = 460 Н;

M_к = 300,13 Н∙м;

M_max = 117513,8 Н∙мм;

F_max = 2,4 ∙ 460 = 1104 Н;

M_кmax = 2,4 ∙ 300,13 = 748,8 Н∙м.

Диаметр в сечении: d = 55 мм.

Размеры шпоночного соединения (см. рис. 12): b = 18 мм; h = 11 мм.

W = 4195,19 мм³;

W_к = 8969,15 мм³;

A = 1006,35 мм².

σ = 29,11 МПа;

τ = 83,49 МПа.

Частные коэффициенты запаса:

S_Tσ = 25,76;

S_Tτ = 5,39;

Общий коэффициент запаса:

S_T =5,28.

Полученный коэффициент запаса не дает сомнения в прочности вала. Принимаем ранее рассчитанные параметры окончательными.

9. Выбор манжетных уплотнений

Назначим манжеты по ГОСТ 8752-79. Выбор манжеты осуществляется таким образом, чтобы согласовывались диаметр отверстия манжеты и диаметр вала d, наружный диаметр D₁, ширина манжеты h₁ с соответствующими размерами.

Рис. 13 [1, стр. 430]

В данном проектном расчете при подборе манжет будем учитывать только равенство диаметра вала и отверстия манжеты.

Назначаем тип манжет 1. Наружный диаметр D₁ соответствует ряду 1 ГОСТа.

9.1 Входной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 40 мм;

D₁ = 60 мм;

h₁ =10 мм.

9.2 Выходной вал

Размеры манжеты из ГОСТ 8752-79:

d = 45 мм;

D₁ = 65 мм;

h₁ = 10 мм.

Для уменьшения потерь мощности на трение, снижение интенсивности изнашивания трущихся поверхностей, их охлаждения и очистки от продуктов износа, а также для предохранения от заедания, задиров, коррозии должно быть обеспечено надежное смазывание трущихся поверхностей. [1, стр. 172]

Для смазывания передач широко применяют картерную систему. В корпус редуктора или коробки передач заливают масло так, чтобы венцы колес были в него погружены. Колоса при вращении увдекают масло, разбрызгивая его внутри корпуса. Масло попадает на внутренние стенки корпуса, откуда стекает в нижнюю его часть. Внутри корпуса образуется взвесь частиц масла в воздухе, которая покрывает поверхность расположенных внутри корпуса деталей. [1, стр. 172]

Картерное смазывание применяют при окружной скорости зубчатых колес и червяков от 0,3 до 12,5 м/c. При более высоких скоростях масло сбрасывает с зубьев центробежная сила и зацепление работает при недостаточном смазывании. Кроме того, заметно возрастают потери мощности на перемешивание масла, повышается его температура. [1, стр. 172]

Окружная скорость проектируемого зацепления (см. пункт "Расчет межосевого расстояния"):

 ν = 1,47 м/с.

Картерная система смазывания подходит для проектируемой передачи.

Выбор смазочного материала основан на опыте эксплуатации машин.

Преимущественное применение имеют масла. Принцип назначения сорта масла следующий: чем выше окружная скорость колеса, тем меньше должна быть вязкость масла и чем выше контактные давления в зацеплении, тем большей вязкостью должно обладать масло. Поэтому требуемую вязкость масла определяют в зависимость от контактного напряжения о окружной скорости колес (табл. 10).

Таблица 10 [1, табл. 11.1]

Контактные напряжения σ_H, МПа

Рекомендуемая кинематическая вязкость, мм²/c при окружной скорости м/c

до 2

2…5

св. 5

 Для зубчатых передач при 40^о C

До 600

600…1000

1000…1200

 Для червячных передач при 100^о C

До 200

200…250

250…300

Для предельного контактного напряжения 482,81 МПа и окружной скорости 1,47 м/с выбираем рекомендованное значение кинематической вязкости масла 34 мм²/c.

По табл. 11 выбирают марку масла для смазывания зубчатых и червячных передач. [1, стр. 172]

Таблица 11 [1, табл. 11.2]

Марка масла

Кинематическая вязкость, мм²/c

Для зубчатых передач при 40^о C

И-Л-А-22

И-Г-А-32

И-Г-А-46

И-Г-А-68

19…25

29…35

41…51

61…75

Для червячных передач при 100^о C

И-Г-С-220

И-Т-С-320

Авиац. МС-20

Цилиндровое 52

20,5

Для рекомендуемой вязкости 34 мм²/c выбираем масло индустриальное И-Г-А-32.

Уровень погружения должен быть таким, чтобы в масло был погружен 1/3 зубчатого колеса.

Познавательные статьи:



Техника прыжка в длину с разбега

Организация работы процедурного кабинета

Области применения синхронных машин

Оптимизация по Винеру и Калману