2.8 Расчёт вала с эксцентриситетом

2.9 Проектный расчёт

Минимальный диаметр вала из расчёта только на кручение:

м =122,4 мм (2.23)

где [τ] = 15 МПа [22];

Т2 – момент на валу, Н.

Примем диаметр выходного вала d=125 мм, диаметр под подшипники dп=130 мм.

2.9.1 Проверочный расчёт

Найдем реакции опор вала и построим эпюру изгибающих моментов. Так как кривошипно-шатунный механизм центральный (внеосность е=0), ход ползуна равен удвоенной длине кривошипа, т.е. эксцентриситет будет равен:

мм

Крайние положения кривошипа соответствуют угловым координатам (φ= 0 и φ = 180°). Угол давления υ - характеризует условие передачи сил. Он не должен превышать допустимого значения υmax ≤ υдоп. В данном механизме ведомым является кривошип, то сила F составит угол υ12 с ведомым вектором скорости νВ . Таким образом, при расчете эксцентрикового вала определим положение плунжеров, при котором угол давления максимальный. Так как посадка шатунов осуществляется при эксцентриситете 35 мм, отклоненных друг от друга на угол равный 120°, то угол давления максимальный при положении кривошипа соответствующего углу φ = 0 (встречается один раз).

Рассмотрим случай, когда максимальное усилие со стороны плунжера приложено к среднему кривошипу.

Сила от плунжера:

_(2.24)

где р – давление гомогенизации, МПа; d – диаметр плунжера, мм.

Н

Рисунок 2.13 – Схема центрального кривошипно-шатунного механизма

1 – кривошип, 2 - шатун, 3 – ползун.

Силы от плунжера в двух других положениях будут соответствовать значениям F`пл = 4135,58 Н одинаковых по значению, но моменты направлены в разные стороны.

Эпюры нагружений вала внешними силами показаны на рисунке 2.14.

Вертикальная плоскость: Mxoz

Определим реакции опор на вал из соотношения:

Н

Н

Горизонтальная плоскость: Myoz

Определим реакции опор на вал:

_{Му : М1(0)=0, М1(145)=-809,1 Нм}

_{М2(0)=0, М2(100)=596,5 Нм}

_{М3(0)=0, М3(130)=484,6 Нм}

_{М4(0)=0, М5(230)=0 Нм}

_{Мx : М2(0)=0, М2(130)=-889,1Нм}

_{Рисунок 2.14 – Конструктивная и расчётная схема вала}

_{Определяем изгибающий момент:}

_(2.25)

Напряжение изгиба:

_(2.26)

Напряжение кручения:

_(2.27)

Максимальное эквивалентное напряжение:

_(2.28)

где σТ = 750 МПа – предел текучести материала;

[σ]= 0,8 · 750 = 600 МПа

- условие прочности выполняется.

2.9.2 Подбор и проверка подшипников

Методика расчета изложена в [18, 19].

Диаметр в месте посадки подшипников d=130 мм, n=120 об/мин, ресурс Lh=20000 ч, режим нагрузки II, допускаются двукратные кратковременные перегрузки, температура подшипника С.

Радиальная нагрузка в первой опоре:

; (2.29)

Радиальная нагрузка во второй опоре:

; (2.30)

Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного.

Предварительно назначаем радиально-упорные роликовые конические серии 7526 по ГОСТ 27365 – 87, условное обозначение подшипника 32226, для которого по каталогу С = 400000 Н, С₀ = 429000 Н.

Выполняем проверочный расчет только подшипника правой опоры, как наиболее нагруженного.

Рассчитаем радиальную нагрузку, Н:

,

где V = 1 – коэффициент вращения, зависящий от того, какое кольцо подшипника вращается;

К_б = 1,3 – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

К_т = 1,1 – температурный коэффициент (для стали ШХ15 при t=150^◦С).

Для среднего равновероятного режима работы

ч

млн.об.

По формуле (2.31) определим С, Н:

(2.31)

где – для роликовых подшипников;

а₁ = 1– коэффициент надежности;

а₂ = 0,7– обобщенный коэффициент совместного влияния качества металла и условий эксплуатации.

условие выполняется.

Проверяем подшипник по статической грузоподъемности:

Н,

где Х0=0,6 – коэффициент радиальной статической нагрузки;

Y0=0,5– коэффициент осевой статической нагрузки;

Fa=0.

; условие соблюдается.