12. Расчёт вала на кручение
Для проверки определения диаметров валов, выполним расчет валов на чистое кручение по пониженному допускаемому напряжению без учета влияния изгиба:
,(12.1)
где Т=
- крутящий момент, Н·м,
Н·м,
где N– мощность привода,
ω – частота вращения ротора.
Допустимое значение []
15
20
МПа, тогда получаем допустимый диаметр
вала по напряжениям кручения:
мм.
13. Расчёт осевых сил
Осевая сила, действующая на ротор равна векторной сумме:
,
(13.1)
где РТ– суммарная осевая сила, действующая на торцы винта;
РА– осевая сила, действующая на профильные поверхности винта;
РZР– осевая составляющая нормальной силы, действующей в зацеплении шестерни редуктора.
Суммарная осевая сила, действующая на торцы винта, РТ, равна разности произведений площади торца винта на соответствующее давление газа у торцов всасывания и нагнетания. В диапазоне обычно применяемых параметров нагнетательных окон можно принять, что площади торцевого сечения двух зубьев ведущего и двух зубьев ведомого винтов подвержены полному перепаду давлений между нагнетанием и всасыванием. Таким образом, осевые силы, действующие на торцы ведущего и ведомого винтов:
,
(13.2)
,
(13.3)
где
Па.
Площади торцевого сечения зубьев ведущего и ведомого винтов:
,
(13.4)
,
(13.5)
где площади одной впадины ведущего и ведомого винтов:
,
(13.6)
. (13.7)
м2,
м2,
получаем
м2,
м2.
Кольцевые площади, ограниченные окружностями впадин и окружностями валов, примыкающих к торцам винтов:
,
(13.8)
. (13.9)
м2,
м2.
Осевые силы:
Н,
Н.
Средние значения осевых сил, действующих на профильные поверхности ведущего и ведомого винтов:
,
(13.10)
,
(13.11)
где МКР1иМКР2– средние крутящие моменты, действующие на ведущем и ведомом винтах. Необходимо также учесть особенность винтовых компрессоров с винтами ассиметричного профиля – крутящий момент, возникающий на винте ведущего ротора на 15% больше номинального крутящего момента на приводном вале.
,
(13.12)
, (13.13)
Н·м,
Н·м,
Н;
Н.
Следует так же учесть, что сила РА1направлена в сторону торца всасывания, а силаРА2– в сторону торца нагнетания.
Силы действующие от шестерен ротора отсутствуют (т.к. передача прямозубая), таким образом, суммарная осевая сила, действующая на роторы:
Н,
Н.
Обе силы направлены в сторону торца всасывания.
14. Расчет подшипников, воспринимающих осевую нагрузку
В данной схеме действуют большие осевые усилия, поэтому предпочтительными считаем подшипники роликовые радиальные сферические двухрядные с симметричными роликами.
Данные для расчёта.
Н - осевая нагрузка, действующая на
подшипник;
ч
- долговечность подшипника;
n = 3810 об/мин – частота вращения внутреннего кольца подшипника;
d = 55мм – внутренний посадочный диаметр подшипника.
Эквивалентная динамическая нагрузка, действующая на подшипник:
, (14.1)
где V– коэффициент вращения относительно вектора нагрузки;
XиY– соответственно коэффициенты радиальной и осевой нагрузок, зависящие от типа подшипника;
- динамический коэффициент, учитывающий
влияние динамических условий работы
на долговечность подшипника;
- коэффициент, учитывающий влияние
температурного режима работы на
долговечность подшипника.
По известному внутреннему посадочному диаметру подшипника выбираем из каталога роликовые радиально-упорные, двухрядные с симметричными роликами № 7613А
ГОСТ 832-78, имеющий следующие размеры:
d = 65 мм – внутренний посадочный диаметр подшипника,
D = 140 мм - внешний диаметр,
T = 51 мм– ширина подшипника.
Определяем составляющие эквивалентной динамической нагрузки:
R = 0 – радиальная
нагрузка на подшипник отсутствует,Y
= 0,87 при
,
,
.
Температура подшипника может достигать
в связи с высокой температурой ротора.
Таким образом эквивалентная нагрузка:
Н.
Определяем долговечность подшипника:
, млн.об., (14.2)
млн.об.
По выражению
определяем динамическую грузоподъёмность:
, (14.3)
.
Динамическая грузоподъёмность выбранного подшипника № 7613А составляет С=246 кН,
поскольку
,