Определение фактического коэффициента запаса прочности штока паровой машины, проверка условия прочности для данного штока, страница 9

По каталогу [3, с.12] находим С равное С=71800 Н.

R_E определим по формуле [6, с.7] для каждого подшипника отдельно

                                 (3.50)

где X и Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок соответственно;

R_r и R_a – радиальная и осевая нагрузки подшипника, Н; V – коэффициент вращения при вращении внутреннего кольца подшипника относительно вектора силы; K_σ – коэффициент безопасности; K_T – температурный коэффициент.

Так как редуктор цилиндрический, он не нагревается выше 70°. Тогда 

K_T=1 [6, с.9]. K_σ принимаем равное K_σ=1,3 [6, с.9]. Так как наружное кольцо запрессовано в корпус, V принимаем V=1. Параметр осевого нагружения e равен e=0,68 [6, с.8].

Найдем полные осевые силы R_aA и R_aB.

Схема для определения полных осевых сил

Рис. 3.4

Так как на валу 2 одна косозубая передача, то A=F_a2.

Найдем внутренние осевые силы S_A и S_B  [6, с.8]

                                                    (3.51)

 

При рассмотрении рис. 3.4 получаем

                          (3.52)

Н>0, тогда R_aA=S_A=5640 Н, а R_aB=R_aA-F_a2=5640-358=5280 Н [6, с.20].

Для определения X и Y рассчитаем  отношение R_ai/VR_ri для подшипников А и В, где R_ri=R_i

                                        (3.53)

Таким образом, для подшипника A принимаем X=1, Y=0, а для подшипника

В – X=0,41 ,  Y=0,87[6, c.8].

Подставляя численные значения в выражение (3.50), получаем

R_EA=10790 Н>R_EB=8150 Н. Тогда по формуле (3.49) ресурс равен

Сравнивая полученный результат с заданным в тех. задании значением, получаем L_h=19200час>L_hзад=8100час – расчетный ресурс выбранных подшипников качения значительно выше заданного, т.е. усталостного выкрашивания не произойдет. Оставляем ранее выбранный подшипник №46313 ГОСТ 831-75.

3.4.3 Выбор и проверочный расчет шпонок

Задачей раздела является выбор стандартных призматических шпонок со скругленными концами и проверка их по напряжениям смятия узких боковых граней.

Критерий расчета – статическая прочность на смятие.

Выбираем стандартные призматические шпонки ГОСТ 23360-78 [3, с.56]:

1)  Под колесо – Шпонка 20х12х48;

2)  Под шестерню – Шпонка 18х11х48.

Условие прочности

 .                                             (3.54)

Выбираем  равное =100 Н/мм² [4, с.170]. Для расчета фактических напряжений смятия составим расчетную схему.

Расчетная схема (i=1,2)

Рис. 3.5

Фактическое напряжение смятия  определяется как

  .                                                  (3.55)

Сила смятия  определяется по формуле

  .                                                  (3.56)

Площадь сминаемой поверхности  равна

                                          (3.57)

Тогда  равно

.                                     (3.58)

Определим  и

Условие прочности для колеса выполняется - =68,4 Н/мм² < =100 Н/мм². Оставляем  шпонку 16х10х56 ГОСТ 23360-78.

Так как =115 Н/мм² > =100 Н/мм² , то для шестерни устанавливаем вторую шпонку 12х8х45 ГОСТ 23360-78 на противоположной стороне вала.

3.4.4. Проверочный расчет промежуточного вала

Задачей раздела является определение фактического коэффициента запаса прочности в опасном сечении и принятие решения об окончательном выборе материала вала.

Критерий расчета – усталостная прочность при кручении и изгибе.

Условие прочности 

S≥[S].                                                           (3.59)

Принимаем [S] равное [S]=2,5 [4, с.162].

Фактический коэффициент запаса прочности S найдем по формуле

                                                  (3.60)

где S_σ – коэффициент запаса прочности по нормальным напряжениям;

S_τ – коэффициент запаса прочности по касательным напряжениям.

S_σ определяется по формуле [4, с.162]

                                            (3.61)