Размещено на http://www.allbest.ru/

1. ТЕМА, ОПИСАНИЕ, ЗАДАНИЕ И РЕКОМЕНДАЦИИ К ПРОЕКТУ

1.1 Азотный компрессор криогенной установки

Азотный компрессор криогенной установки

Обозначения

1 - Электродвигатель

2 - Планетарный редуктор

3 - Эксцентриковый вал

4 - Поршень

1.2 Описание и техническая характеристика

Компрессор предназначен для сжатия газообразного азота в криогенных установках. Компрессор двухступенчатый.

Давление нагнетания за второй ступенью 25 атм.

Охлаждение цилиндров воздушное.

Привод от асинхронного двигателя с частотой переменного тока 60 Гц.

Форма исполнения двигателя М201.

Тип электродвигателя Д 80-A2;

Мощность электродвигателя, N=0,75 кВт;

Частота вращения вала электродвигателя, nЭ=n1=2790 об/мин;

Частота вращения кривошипа n3=800 об/мин;

Ход поршня S=8 мм;

Габаритный размер электродвигателя DЭГ=150 мм;

Ресурс работы компрессора [Lh]= 2000 час.

1.3 Задание проекта

Разработать:

1. Планетарный редуктор

2. Механизм привода поршней

3. Рабочие чертежи

1.4.Рекомендуемые материалы

1. Атласы по деталям машин :

2. Методические пособия по курсовому проектированию

2. РАСЧЕТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ

Общая методика расчета приведена в [1] и [2].

2.1 Определение общего передаточного числа редуктора

,

где - частота вращения вала электродвигателя, - частота вращения кривошипа.

В данном случае передаточное число редуктора

,

так как нет других видов передач (например, волновой).

2.2 Кинематические расчеты

2.2.1. Принимаем число сателлитов

С=2,

2.2.2. Выбираем число зубьев солнечного колеса из условия не подрезания

Для прямозубой передачи . Примем

2.2.3. Определяем число зубьев сателлита



Принимаем

2.2.4. Проверяем условие сборки

Т.к. -целое следовательно условие выполнено

2.2.5 Проверяем условие соседства

Условие выполнено

2.2.6. Вычислим число зубьев корончатого колеса

2.2.7. Уточняем передаточное число

2.2.8. Отклонение передаточного числа от заданного

2.2.9 Определим частоты вращения колес в относительном движении

(при остановленном водиле):

а) Частота вращения солнечного колеса

об/мин.

б) Передаточное число между солнечным колесом и сателлитом

(при остановленном водиле).

в) Относительная частота вращения сателлита

об/мин.

Знак минус указывает на то, что колеса вращаются противоположные стороны.

Уточним частоту вращения ведомого вала (водила)

об/мин.

2.3 Определение КПД редуктора и крутящих моментов

2.3.1 Определение КПД

Принимаем для всех опор подшипники качения, смазка зацепления окунанием в масляную ванну . При этом КПД ступеней передачи при остановленном водиле

КПД Планетарной передачи

.

КПД редуктора с учетом потерь в двух парах подшипников, для каждой из которых

2.3.2 Крутящий момент на ведущем быстроходном валу

Где Р- мощность на быстроходном валу, n- частота вращения этого вала

2.3.3 Крутящий момент на тихоходном валу (водиле)

2.4 Определение размеров зубчатых колес

Определение габаритного размера редуктора по соотношению

,

где - габаритный размер редуктора, - габаритный размер электродвигателя

мм.

Находим предварительно делительный диаметр корончатого колеса

,

Определим модуль передачи

мм.

Уточняем модуль - выбираем ближайшее значение

мм.

Ограничение: мм.

Примечание: при выборе модуля 1-й ряд следует предпочитать 2-му.

Вычисляем диаметры делительных окружностей , мм

Диаметры окружностей вершин зубьев и впадин, мм

Колеса с внутренними зубьями

Ширина зубчатых колес и сателлитов

Принимаем

Нахождение межосевого расстояния

мм.

2.4 Силовой расчет зубчатых передач

Определение крутящих моментов на валах:

а) на ведущем валу (вал электродвигателя)

.

в) на тихоходном валу

.

Определение частот вращения валов:

а) на ведущем (быстроходном)

об/мин.

Для удобства дальнейшего использования сводим полученные данные в табл. 2.1.

Таблица 2.1 Основные параметры редуктора

Параметр	Условное обозначение и численное значение
Число зубьев колес
Модуль зацепления, мм:	m=1,5
Делительные диаметры колес, мм
Диаметры окружностей вершин зубьев, мм
Диаметры окружностей впадин зубьев, мм
Ширина зубчатых венцов колес, мм
Межосевое расстояние, мм
Крутящий момент на валу, :
ведущий
Тихоходный
Частота вращения вала, об/мин:
Ведущего
Ведомого

3. ПОДБОР МАТЕРИАЛА ЗУБЧАТЫХ КОЛЕС

3.1 Общая методика расчета приведена в [1] и [2].

Выбираем двух поточную схему.

3.2 Проверочный расчет на контактные напряжения

Подбор материала зубчатых колес

,

где - удельная расчетная окружная сила, вычисляемая по формуле

,

где - окружная сила в зацеплении, - коэффициент нагрузки. Примем .

Окружная сила

Н,

Где =1.5 коэффициент неравномерности по С

Окружная скорость в зацеплении :

м/с

Тогда, удельная расчетная окружная сила равна

.

Контактное напряжение определяем по формуле (3.1)

.

По формуле

определяем необходимую твердость HB (по Бринеллю).

Для Стали 35, подвергнутой улучшению, твердость по Бринеллю , то есть эта сталь удовлетворяет требуемой твердости. Поэтому предварительно принимаем Сталь 35, подвергнутую улучшению, в качестве материала зубчатых колес I ступени.

3.3 Проверочный расчет зубьев на изгиб

Изгибное напряжение зубчатого колеса вычисляется по формуле

,(3.2)

где - коэффициент формы зуба, - коэффициент нагрузки, , - модуль, - ширина зубчатого колеса, - окружная сила в зацеплении.

Условие прочности на изгиб записывается в виде

,(3.3)

где -

допускаемое напряжение. - допускаемое значение изгибного напряжения при неограниченном числе циклов вычисляется по формуле

. (3.4)

3.3.1 Проверочный расчет на изгиб зубьев

По формуле (3.2), выбрав k=1,2 и, взяв (для ),находим изгибное напряжение в зацеплении

.

Для материала зубчатых колес (Сталь 35) по формуле (3.4) находим

.

Найдем допускаемое значение изгибного напряжения

.

Проверим условие прочности на изгиб, используя условие (3.3):

.

Проверочное условие прочности на изгиб выполнено, следовательно, окончательно принимаем за материал зубчатых колес Сталь 35, подвергнутую улучшению.

4. ПОДБОР ПОДШИПНИКОВ САТЕЛЛИТА

Находим диаметр наружного кольца

мм.

По D подбираем подшипник из каталога что позволяет сразу определить диаметр оси саталлита

По последним рекомендациям [4] применяют сферические шариковые подшипники .

Они само устанавливаются по неподвижному центральному колесу и этим уменьшают концентрацыю нагрузки .

Таблица 4.1

Наименование вала	Диаметр вала	Размеры подшипника, мм	Грузоподъемность, Н	№ по ГОСТу
		D	B	C	C0
Промежуточный	6	19	6	2210	1380	28*

Проверим подшипник на долговечность.

а) V=1.2 -Коэффициент вращения (Вращается внутреннее кольцо)

x=1 - Коэффициент радиальной нагрузки

- Коэффициент безопасности

- Температурный коэффициент

- Эквивалентная нагрузка

б) расчетный ресурс подшипника , ч.

=3000 ч. -условие выполнено

Расчет оси сателлита на изгиб

Ось нагружена постоянной силой

Расчетные схемы и эпюры моментов показаны на рисунке

Величина распределенной нагрузки соответственно

и

Принимаем для оси сателлита сталь 45 , нормализованую с Н/мм*мм

Напряжение изгиба при диаметре оси

Если , то ось следует сделать полой

5. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА РЕДУКТОРА

5.1 Предварительный расчет диаметров валов

Общая методика расчетов приведена в [1].

Предварительный расчет диаметра вала ведут из условия прочности на кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба

, (4.1)

где - крутящий момент на соответствующем валу, ; - допускаемое напряжение на кручение.

5.1.1 Быстроходный вал

При проектировании редукторов, выполненных заодно с электродвигателем, диаметр вала не рассчитывают; его значение приводится в таблицах параметров электродвигателя.

5.1.2 Проверка шейки быстроходной шестерни на прочность по кручению

Диаметр шейки составляет:

(4.2)

Найдем минимально допустимый диаметр шейки по формуле:

(4.3)

Сравним значения, полученные по формулам (4.2) и (4.3):

Таким образом, шейка удовлетворяет условию на прочность по кручению.

5.1.3 Тихоходный вал

В качестве тихоходного вала выбираем эксцентриковый вал привода компрессора. По формуле (4.1) определяем

.

По ГОСТ 6636-69 округляем значение диаметра вала в ближайшую сторону до стандартных из ряда R40. Принимаем диаметр промежуточного вала .

Диаметр вала в месте установки эксцентрика

.

Диаметр эксцентрика

,

где - ход поршня.

Диаметр вала под подшипники эксцентрика , что возможно, варьируя .

Выбираем

мм.

Диаметры вала под подшипники вала находятся из соотношения

,

где - высота буртика (заплечника), выбираемая в зависимости от диаметра посадочной поверхности колеса. Выбираем . Тогда диаметр вала под подшипники вала удовлетворяет соотношению

; .

Выбираем из стандартного ряда диаметров .

Диаметр буртика (заплечника) для упора подшипника находят из соотношения

,

где - координата фаски подшипника. В зависимости от диаметра посадочной поверхности колеса выбираем мм.

Зная , находим диаметр буртика для упора подшипника

мм.

Выбираем мм.

5.2 Предварительный выбор подшипников

5.2.2 Подбор подшипников тихоходного вала

Выбираем схему установки вала «в распор». По найденному ранее диаметру тихоходного вала под подшипник выбираем шариковый однорядный радиальный подшипник средней серии. Для диаметра вала под подшипник мм выбираем по ГОСТ 8338-75, приведенному в [2] подшипник 1304. Для удобства дальнейших расчетов составим для этого подшипника таблицу 5.1., в которую занесем все данные о подшипнике.

Таблица 5.1 Шариковые однорядные подшипники качения для предварительной компоновки редуктора

Наименование вала	Диаметр вала	Размеры подшипника, мм	Грузоподъемность, Н	№ по ГОСТу
		B	D	C	C0
Тихоходный	18	15	52	9760	4090	1304

5.3 Расстояние между деталями передач

Общая методика расчетов приведена в [1].

Чтобы поверхности вращающихся колес не задевали за внутренние поверхности стенок корпуса редуктора, между ними оставляют зазор , который определяют по формуле

мм.

Вычисленное значение «а» округляют в большую сторону до целого числа, поэтому принимаем мм.

5.4 Эскизный проект редуктора

Общая методика расчетов приведена в [1].

5.4.1 Определение толщины стенки редуктора

Определим толщину стенки корпуса редуктора, отвечающую требованиям технологии литья и необходимой жесткости, по формуле

мм, (4.7)

где - крутящий момент на тихоходном валу, . Подставляя в формулу (4.7) значение крутящего момента на тихоходном валу, получаем

мм.

Исходя из условия, что мм выбираем толщину стенки редуктора мм.

Для изготовления корпусных деталей при ограничении массы машин используют легкие сплавы (например, силумин). Если ограничений нет, то применяют чугун, сталь.

5.4.2 Конструирование опорного фланца

Общая методика расчетов приведена в [1].

Конструируют опорный фланец для присоединения фланцевого электродвигателя.

При креплении шпилькой толщину фланца C принимают равной длине нарезанной части шпильки.

Для крепления фланцев используем шпильки, выбранные по ГОСТ 22038-76, приведенному в [5].

Для удобства записи и наглядности сведем данные о выбранных шпильках в таблицу .

Таблица 5.2 Шпильки для присоединения фланцевого электродвигателя к корпусу редуктора с помощью промежуточного фланца

Соединяемые фланцы	, мм	, мм	, мм	, мм
Промежуточный-редуктор	10	16	30	25

Гайки для шпилечных соединений выбираются по ГОСТ 5915-70, пружинные шайбы выбираются по ГОСТ 6402-70. ГОСТы приведены в [5].

5.4.3 Проверка шпонок для крепления зубчатых колес

Для крепления зубчатых колес используем призматические шпонки, подобранные по ГОСТ 8788-68, приведенному в [5].

Для удобства использования и наглядности сведем данные о них в таблицу.

Таблица 5.3 Шпонки для крепления зубчатых колес.

Закрепляемое зубчатое колесо	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм
Быстроходная шестерня	25	5	5	3	2,3
Колесо I ступени	14	5	5	3	2,3
Колесо II ступени	14	5	5	3	2,3

В качестве материала шпонок выбираем Сталь 40.

Проверим шпонки на смятие. Для этого запишем условие прочности в виде:

, (4.8)

где - сила, действующая на шпонку со стороны колеса, - площадь сечения шпонки, работающего на смятие. Для Стали 40

.

Силу можно определить по формуле:

, (4.9)

где - крутящий момент, передающийся через зубчатое зацепление, - диаметр вала.

Площадь сечения можно найти по формуле

, (4.10)

где

рабочая длина шпонки.

Проверим на смятие шпонку, закрепляющую быстроходную шестерню. По формуле (4.10) получаем:

.

По формуле (4.9) получаем:

.

Подставляя полученные значения в формулу (4.8) проверим шпонку на смятие:

Таким образом условие прочности выполняется.

Проверим на смятие шпонку, закрепляющую колесо I ступени. По формуле (4.10) получаем:

.

По формуле (4.9) получаем:

.

Подставляя полученные значения в формулу (4.8) проверим шпонку на смятие:

Таким образом условие прочности выполняется.

Проверим на смятие шпонку, закрепляющую колесо II ступени. По формуле (4.10) получаем:

.

По формуле (4.9) получаем:

.

Подставляя полученные значения в формулу (4.8) проверим шпонку на смятие:

Таким образом условие прочности выполняется.

5.4.4 Соединение фланцев редуктора и микрокомпрессора

Для соединения фланцев редуктора и микрокомпрессора через ребро жесткости используем шпильки, подобранные по ГОСТ 22038-76, приведенному в [5]. Для наглядности сведем данные о них в таблицу.

Таблица 5.4 Шпильки для соединения фланцев «редуктор-микрокомпрессор»

, мм	, мм	, мм	, мм
10	16	40	25

Гайки для шпилечных соединений выбираются по ГОСТ 5915-70, пружинные шайбы выбираются по ГОСТ 6402-70. ГОСТы приведены в [5].

6. РАЗРАБОТКА ЭСКИЗНОГО ПРОЕКТА МИКРОКОМПРЕССОРА

Общая методика расчетов приведена в [1].

6.1 Выбор наивыгоднейшего распределения давления по ступеням

Как показали термодинамические расчеты, наивыгоднейшее распределение давления по ступеням двухступенчатого компрессора для достижения минимума работы может быть получено при равенстве отношений давлений в каждой ступени квадратному корню из общего отношения давлений в компрессоре, то есть

,

где - начальное давление всасывание, МПа; - конечное давление нагнетания, МПа; - промежуточное давление (за I ступенью), МПа. Тогда

МПа.

Степень сжатия в одной ступени в компрессорах с воздушным охлаждением не должна превышать

.

Подставим значения давлений в формулу для степени сжатия и получим

.

Такая степень сжатия не опасна для возгорания масла, поэтому принимаем полученное распределение давлений по ступеням.

6.2 Проектирование механизма с эксцентриковым валом для привода поршней компрессора

6.2.1 Определение силы, действующей на поршень

Определяем силу , равную

,

где берется с эскиза механизма привода поршней, приведенного. при (момент максимального давления нагнетания).

Расчетная схема приведена.

мм.

Из геометрических соображений получаем следующие результаты для значений сил:

Найдем силу, действующую на поршень

,

где - коэффициент, учитывающий потери на трение в подшипниках скольжения, в направляющих штока, в цилиндре и т.п. Примем . Тогда сила, действующая на поршень

Н,

6.2.2 Определение диаметров поршней I и II ступеней

Определяем диаметры поршней I и II ступеней по формуле

, (5.1)

где - давление нагнетания за соответствующей ступенью, МПа.

По формуле (5.1) определяем диаметры поршней I и II ступеней

мм, мм.

Полученное значение диаметров поршней округляем до ближайшего большего значения из указанных в ГОСТ 6540-68 (СТ СЭВ 3936-82), приведенном в [1] и получаем:

мм, мм.

6.2.3 Определение диаметров штоков поршней

Диаметр штока определяют конструктивно из условия

,

где - диаметр поршня соответствующей ступени.

Для штоков поршней получаем:

Полученное значение диаметров штоков округляют до ближайшего большего значения из указанных в ГОСТ 6540-68 (СТ СЭВ 3936-82). Из условия унификации выбираем диаметры штоков одинаковыми и равными диаметру штока первой ступени

.

6.2.4 Расчет штоков на устойчивость

Проверяем шток I ступени. Длина штока 124 мм.

Найдем гибкость штока

,

где - коэффициент приведения длины; - радиус инерции, равный

, где -

момент инерции сечения;

-

площадь поперечного сечения.

Отсюда

мм; .

Так как, то шток рассчитываем только на прочность при сжатии

МПа.

Условие прочности штока при сжатии обеспечено:

Поэтому оставляем диаметры штоков поршней без изменений.

6.3 Конструктивные элементы поршневого микрокомпрессора

6.3.1 Цилиндры

Геометрические размеры цилиндра и элементов его ребер приведены.

Толщину стенки цилиндра определяют по формуле

,

где - наибольшее внутреннее избыточное давление, МПа; - внутренний диаметр цилиндра, равный диаметру поршня, мм; - допускаемое напряжение при растяжении, МПа; мм - прибавка к расчетной толщине, учитывающая ослабление стенки в результате неточности отливки, коррозии; МПа - для алюминиевых сплавов. Получаем значения для I и II ступеней:

Выбираем элементы оребрения для улучшения отвода тепла сжатия. Выбираем цилиндр из алюминиевого сплава, литой. Для удобства использования составим для данного цилиндра таблицу 5.1., сформированную из размеров элементов ребер.

Таблица 6.1 Размеры элементов ребер в мм

Цилиндр	Высота ребра	Шаг ребра	Толщина ребер
			у основ.	на конце
Из алюминиевого сплава, литой	16	6	4	2

6.3.2 Поршни

Высоту поршня определяем по соотношению ,

где 1,2 - для I ступени, а 1,5 - для II ступени. В результате расчетов получаем

Рассчитываем толщину днища поршня, рассматривая днище как пластину, защемленную по периметру:

мм, (5.2)

где МПа - допускаемое условное напряжение при изгибе для алюминиевых сплавов. Поршни малых диаметров делают сплошными). Подставляя численные значения в формулу, получаем мм. По условию выбираем толщину днища поршня мм.

6.3.3 Поршневой палец

Диаметр поршневого пальца определяют исходя из допускаемого удельного давления

,

где МПа - допускаемое удельное давление. Подставляем численные значения , принимаем мм. Вычисляем длину шатунного подшипника

.

Подставив в формулу диаметр пальца, получаем мм, принимаем мм.

Проверяем сечение пальца на изгиб (и срез), рассматривая палец как балку со свободно опертыми концами.

В качестве материала поршневого пальца принимаем Сталь 40ХН. Расчетная схема приведена.

6.3.4 Расчет поршневого пальца на изгиб

Рассматривая палец как балку со свободно опертыми концами, найдем реакции в опорах:

Н

Максимальный изгибающий момент, действующий на палец определяется как

Нмм,

где - расстояние между опорами, определяемое с чертежа.

Найдем осевой момент сопротивления пальца по формуле:

мм2.

Тогда максимальные напряжения изгиба, возникающие в пальце, будут равны:

Для Стали 40ХН , принимаем запас прочности и получаем предельно допустимое значение для напряжений изгиба:

Таким образом: условие прочности на изгиб выполняется.

6.3.5 Расчет поршневого пальца на срез

Площадь сечения среза определяется по формуле:

мм2

Напряжения среза, возникающие в пальце в ходе работы компрессора можно найти по формуле:

.

Для Стали 40ХН , принимаем запас прочности и получаем

Таким образом:

,

т.е. условие прочности на срез выполняется. Окончательно принимаем в качестве материала для пальца Сталь 40ХН.

6.3.3 Кольца

Размеры графитовых или фторопластовых колец, которые служат для смазки цилиндра, определяют по соотношениям

.

Для I и II ступеней получаем следующие значения:

.

6.3.4 Клапаны

В микрокомпрессорах применяют для типа самодействующих клапанов: тарельчатые и сферические.

6.4 Выбор сильфонов для герметизации микрокомпрессора

Для разделения масляной и газовой полостей машины применяют сильфоны, (редуктор может заполняться жидкой или пластичной смазкой).

Исходные данные - ход поршня; - диаметр штока поршня; - давление нагнетания за II ступенью. Геометрические размеры сильфона приведены.

Определяем внутренний диаметр сильфона

.

Выбираем из ГОСТ 21482-76, приведенному в [1] по и сильфон 38х16х0,25. Для удобства использования, сведем параметры сильфона в таблицу 5.2.

Таблица 6.2 Геометрические размеры и характеристики сильфона

Обозначение сильфона	Максимальное рабочее давление , МПа	Максимальный рабочий ход одного гофра ,мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм
	2,15	0,38	60,5	26,0	3,2	1,90	30,0	4,0

где - наружный диаметр; - число гофров; - толщина стенки; - внутренний диаметр; - длина; - шаг; - толщина гофра; -посадочный диаметр бортика; - длина бортика.

Определяем рабочий ход выбранного сильфона

мм.

Находим необходимое количество сильфонов, обеспечивающих ход поршня

Принимаем .

6.5 Фланцевое соединение «корпус компрессора-цилиндр II ступени»

Геометрические размеры фланцевого соединения представлены

Площадь поперечного сечения прокладки равна:

мм2,

где - ширина прокладки,-средний диаметр прокладки.

Площадь поперечного сечения гайки равна:

мм2,

где - внешний диаметр гайки, - внутренний диаметр гайки.

Начальное усилие сжатия прокладки находится по формуле

Н,

где - максимальное давление во II ступени, - внутренний диаметр прокладки. Начальное усилие затяжки гайки может быть найдено как:

,

где - удельное давление обжимки. Принимаем в качестве материала прокладки паронит, тогда ,

Н

Для герметизации фланцевого соединения должно выполняться условие

, (5.3)

где - усилие сжатия прокладки, - площадь поперечного сечения прокладки, - минимально допустимое удельное давление обжимки.

Усилие сжатия прокладки можно определить по формуле:

(5.4)

Жесткости прокладки и гайки находятся по формулам:

соответственно, где - толщина прокладки, - длина накладной части,

- модули упругости материалов прокладки и гайки соответственно.

.

Принимаем в качестве материала гайки Сталь 3, тогда:

.

Таким образом, жесткости будут равны:

По формуле (5.4) найдем усилие сжатия прокладки:

Н

Подставив данные в выражение (5.3) получаем:

.

Таким образом, условие герметичности соединения выполняется.

Проверим гайку на прочность. Для этого найдем усилие в предварительно затянутой гайке:

Н

Напряжения, возникающие в гайке, могут быть найдены по формуле

.

Для Стали 3 предельно допустимое напряжение растяжения .

.

Таким образом, условие прочности выполняется.

6.6 Крепление крышки

Для крепления крышки используем винты с квадратной головкой и буртиком, подобранные по ГОСТ 1488-75, приведенному в [5]. Данные о них для наглядности сведем в таблицу 6.3.

Таблица 6.3 Винты для крепления крышки

, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм	, мм
6	7	5,5	2	9	11	16	16

7. ПРОВЕРКА ПОДШИПНИКА СКОЛЬЖЕНИЯ НА РАБОТОСПОСОБНОСТЬ

азотный компрессор редуктор подшипник

7.1 Проверка подшипника скольжения по удельному давлению

Удельное давление, действующее на подшипник можно определить по формуле:

,

где размеры и показаны. Принимаем в качестве материала переводного камня БрО10Ф1.

Для этого сплава , получаем:

Таким образом, условие работоспособности подшипника по удельному давлению выполнено.

7.2 Проверка подшипника скольжения по нагреву

Циклическая частота вращения эксцентрикового вала может быть определена как:

Скорость вращения вала под эксцентриком может быть определена по формуле:

,

где

Нагрев подшипника равен:

Предельно допустимый нагрев для БрО10Ф1 , таким образом:

Условие работоспособности подшипника по нагреву выполняется.

8. УТОЧНЕННЫЙ РАСЧЕТ ЭКСЦЕНТРИКОВОГО ВАЛА

8.1 Проверочный расчет подшипников эксцентрикового вала

Общая методика расчетa приведена в [3].

Найдем силы реакции, действующие на подшипники. Для этого запишем уравнения статики для сил и моментов, действующих на вал. Для записи в общем виде примем следующие обозначения:

расстояние по оси вала между центром зубчатого колеса и центром ближнего к нему подшипника;

расстояние по оси вала между центром ближнего к колесу подшипника и центром эксцентрика;

расстояние по оси вала между центром эксцентрика и центром дальнего от колеса подшипника;

- сила реакции в первой подшипниковой опоре в направлении оси ;

- сила реакции в первой подшипниковой опоре в направлении оси ;

- сила реакции во второй подшипниковой опоре в направлении оси ;

- сила реакции во второй подшипниковой опоре в направлении оси ;

Расчетная схема представлена.

Запишем выражение для суммы проекций всех сил на ось :

.

Запишем выражение для суммы проекций всех сил на ось :

.

Здесь сила

сила, возникающая в результате неравномерности распределения моментов по потокам трехпоточной передачи.

Запишем выражения моментов относительно точки А - центра первого подшипника.

Выражение для суммарного момента сил, действующих в плоскости :

.

Выражение для суммарного момента сил, действующих в плоскости :

.

Из этих уравнений найдем неизвестные реакции в подшипниковых опорах:

Из конструктивных соображений знаем значения:

Подставив значения и значения для сил в в выражения (7.1) получим:

Наибольшая суммарная нагрузка действует в сечении I. Найдем ее по формуле:

Найдем эквивалентную нагрузку на I подшипник:

, (7.2)

где - коэффициент вращения ( при вращении внутреннего кольца подшипника относительно направления радиальной нагрузки), - коэффициент безопасности ( для машин круглосуточной работы), - температурный коэффициент ( при рабочей температуре до 120 0С).

Подставив в (7.2) значения коэффициентов и суммарной нагрузки находим:

.

Найдем требуемую динамическую грузоподъемность по формуле:

, (7.3)

где - показатель степени кривой усталости ( для шариковых подшипников). Подставив в (7.3) численные значения получаем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

.

Сравним требуемую динамическую грузоподъемность с динамической грузоподъемностью выбранного подшипника 305 : динамическая грузоподъемность подшипника 305 превосходит требуемую динамическую грузоподъемность. Проведем проверку подшипника на долговечность:

.

Долговечность выбранного подшипника 305 значительно превосходит требуемую долговечность [], поэтому окончательно выбираем такие подшипники в качестве подшипников эксцентрикового вала.

8.2 Проверочный расчет опасного сечения эксцентрикового вала

Общая методика расчета приведена в [7].

В качестве материала вала выбираем Сталь 45, подвергнутую нормализации.

По результатам найденных реакций в опорах строим эпюры изгибающих моментов и , а также эпюру крутящего момента . Они приведены. Произведем проверочный расчет сечения вала, содержащего один из концентраторов напряжений: ступенчатый переход с галтелью в месте посадки на вал эксцентрика. Для этого найдем по эпюрам значения изгибающих моментов в этом сечении вала. Они равны соответственно:

Полярный и осевой моменты сопротивления данного сечения вала могут быть найдены соответственно по формулам:

где - диаметр вала.

Найдем коэффициенты концентрации напряжений для данного сечения вала по формулам:

где и - эффективные коэффициенты концентрации напряжений (для ), - коэффициент влияния шероховатости, - коэффициент влияния абсолютных размеров поперечного сечения, - коэффициент влияния поверхностного упрочнения. Коэффициенты подобраны по таблицам из [7] для Стали 45, подвергнутой нормализации и для габаритных размеров, соответствующих данному валу.

Для Стали 45 значения пределов выносливости гладких образцов при симметричном цикле изгиба и кручения равны:

Тогда пределы выносливости вала в рассматриваемом сечении будут равны:

Принимаем, что нормальные напряжения изменяются по симметричному циклу, а касательные напряжения изменяются по отнулевому циклу, т.е. среднее за цикл значение нормальных напряжений , а амплитуды нормальных и касательных напряжений и среднее за цикл значение касательных напряжений могут быть определены как:

Коэффициенты запаса по нормальным и касательным напряжения определяются соответственно по зависимостям:

где ,

здесь - коэффициент чувствительности материала вала к асимметрии цикла напряжений.

Выполняем проверку по расчетному коэффициенту запаса прочности:

Таким образом, данное опасное сечение эксцентрикового вала удовлетворяет условию прочности. Расчет других опасных сечений проводится аналогично.

9. СМАЗКА

Для уменьшения потерь на трение и уменьшения износа трущихся поверхностей, а также для предотвращения их заедания, задиров и коррозии необходимо использовать надежную смазку. Для этой цели применяются пластичные смазочные материалы, например ЦАТИМ-201, которые допускают температуру нагрева до 130C.

Смазка закладывается внутрь компрессора при сборке.

Поверхности цилиндров поршней смазываются с помощью графитовых или фторопластовых колец.

ЛИТЕРАТУРА

1. Методические указания к курсовому проектированию по курсу “Основы конструирования криогенной техники”. М.: Изд-во МЭИ, 1987. - 40 с.

2. Методические указания к курсовому проекту по курсу “Техническая механика”. М.: Изд-во МЭИ, 1997. - 60 с.

3. Фролов А. Г., Кудрявцев Е. П. Конструирование опор на подшипниках качения. М.: Изд-во МЭИ, 1990. - 88 с.

4. Фролов А. Г. Методические указания к выполнению курсового проекта по курсам “Основы инженерного проектирования”, “Прикладная механика”, “Допуски и посадки”. М.: Изд-во МЭИ, 1999. - 16 с.

5. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-ч т. Т.1. 5-е изд., перераб. и доп., М.: Машиностроение, 1978. - 728 с., ил.

6. Анурьев В. И. Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-ч т. Т.2. 5-е изд., перераб. и доп., М.: Машиностроение, 1978. - 559 с., ил.

7. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. Конструирование узлов и деталей машин 4-е изд., перераб. и доп., М.: Высш. шк., 1985. - 416 с., ил.

Размещено на Allbest.ru

...