Розрахунок деталей привода на міцність

Конструкція важеля з накладкою і пальцем показана на рис. 6.8.

Рис. 6.8. До розрахунку на міцність важеля (а); зрізного пальця (б);

розриву болта (в); шпонки важеля (г)

Розрахунок важеля і накладки (рис. 6.8, а) на міцність виконується окремо. Згинальна напруга, створена силою важеля у перерізі 1-1 накладки, визначається з формули

(6.21)

де Рр - зусилля важеля; розміри lпц, lр, В1, dпц і hнк показані на малюнку.

Напруга в перерізі 2-2 визначаються так само, як в провушинах, з формули Ляме в припущенні рівномірно розподіленого тиску, що діє по внутрішній поверхні, , де Рц - сила, що діє усередині провушины; dвн внутрішній діаметр провушины; hнк - товщина накладки і провушины. Звідси

(6.22)

Сила
(6.23)

визначається як сила важеля, приведена до цапфи з рівняння моментів у накладці (як у важелі першого роду) із опорою в точці, що відповідає осі розривного пальця.

Напруга у перерізі накладки 3-3 визначається аналогічно (6.22)

(6.24)

Напруга у важелі (рис. 6.8, а) виникають від сили, що діє на зрізному пальці

(6.25)

Напруга згину в перерізі 4-4 важеля

(6.26)

Напруги кручення у перерізі 4-4 виникають від того, що сила Рпц прикладена на відстані від його нейтральної осі, і визначається виразом

(6.27)

де – момент опору кручення.

Приведені напруги в перерізі 4-4

(6.26)

У кільцевих перерізах 5-5 і 6-6 виникає напруга розтягу під дією внутрішніх сил, рівних за величиною відповідно Рц і Рпц, визначувані аналогічно (6.22) за Ляме. Матеріал важеля - сталь 20ГСЛ, у якої σТ=240÷260 МПа; матеріал накладки - сталь МСт3 з σТ =220 МПа.

Зрізний палець розраховують на руйнівну силу, що перевершує найбільшу можливу при роботі турбіни силу, прикладену до пальця. Відношення між цими силами визначається коефіцієнтом зрізу

(6.27)

Для забезпечення чистого зрізу, у пальці роблять надріз діаметром dзр і внутрішній отвір діаметром d0. Приблизне співвідношення діаметрів приймають рівним dпц=2·dзр і d0=0,5·dзр. Діаметр надрізу визначають, виходячи із руйнівної напруги зрізу, τзр=500 МПа. Звідси площа і діаметр перерізу зрізу, відповідно знаходяться із виразів:

(6.28)

 

При вказаному вище співвідношенні:

Матеріал пальця - сталь 45, термічно оброблена (загартування з відпуском). Для отримання потрібного τзр партію пальців виготовляють у кількості z0+4 і усю термічно обробляють, після чого два пальці руйнують на пресі і визначають τзр. При невідповідності необхідним значенням роблять повторну термообробку або зменшують діаметр надрізу dзр.

Циліндричну клинову шпонку (рис. 6.8, г) розраховують на зріз і на зминання. Оскільки площини клинів ставлять завжди нормально до площини зрізу, шпонка працює як ціла. Розміри її показані на рис. 6.8, г. Напруга зрізу

(6.29)

Напруга зминання σзм=2·τш, оскільки ширина площадки зминання рівна . Матеріал шпонки - сталь 45. Допустиме τзр.доп=70 МПа.

Розрахунок важелів з двома накладками, що використовуються в конічних апаратах горизонтальних гідротурбін, виконують подібно до розрахунку важеля із однією накладкою, але при цьому відсутнє кручення в тілі важеля, а накладки і площадка зрізу пальця розраховуються на сили і т. д.

Розрахунок важеля із провушиною і розривним болтом (рис. 6.8, в) виконується аналогічно розрахунку важеля із накладкою за перерізами 3-3, 7-7, 8-8, 9-9.

Розривний болт розраховують на зусилля Ррзр=1,6·Р6, де . Діаметр надрізу болта визначається з формули

(6.30)

де - сила попереднього затягнення розривного болта; σзат зазвичай приймається близько 25 МПа; χ - коефіцієнт основного навантаження. у точних розрахунках визначається із урахуванням податливості болта і провушин. При жорстких провушинах можна у попередніх розрахунках приймати χ=1; σр= 900÷950 МПа - напруга, при якій розривається болт, відповідає термічно обробленій сталі 45, при dнрз=0,5·d6 і куті надрізу 60°. Для кожної партії болтів отримане σр уточнюється так само, як у зрізних пальцях. Необхідність заданого попереднього затягування є недоліком цієї конструкції. Матеріал важеля - лита сталь 20ГСЛ або 30Л, σдоп=110÷120 МПа.

Сергу-стяжку (рис. 6.9), що складається із двох провушин-вилок і болта з правим і лівим різьбленням на кінцях, розраховують на розтягування або стиснення силою Рс, визначеною за залежністю .


Рис. 6.9. До розрахунку серги-стяжки на міцність

 

 

Напруга в перерізі вилки 1-1

(6.31)

Кільцеві перерізи провушин 2-2 розраховують аналогічно (6.22):

(6.32)

Крім того, вилку розраховують на згин по ослабленому отвором перерізу 4-4:

(6.33)

Палець вилки розраховується на згин як балка на двох опорах, розташованих на відстані lпл, навантажена рівномірно розподіленим навантаженням Напругу згину пальця визначають за формулою

(6.34)

Болт стяжки розраховується на розтяг-стиснення в перерізі 3-3, ослабленому різьбою, за формулою

(6.35)

Розрахунок регулюючого кільця виконується по аналогії з розрахунком тонкого кільця (див. рис. 6.10, а), навантаженого силами серводвигунів Pсерв1, що створюють обертовий момент, і рівномірно розподіленими по колу силами серг Рс, складові яких створюють стискаючі або розтягуючі сили PQ=Рс·sin β і дотичні до кола RС сили PП=Рс·cos β, момент яких урівноважує момент серводвигунів

(6.36)

 
 

  Рис. 6.10. До розрахунку регулюючого кільця на міцність: а - схема навантаження двома серводвигунами, розташованими симетрично у плані; б- те ж, розташованими несиметрично в плані; в - розріз регулюючого кільця; г - розташування головних осей при косому згині; д - графік сил і моментів, що діють в чотирьох квадрантах

Якщо прийняти припущення про рівність усіх сил Рс один одному, то з умови кругової рівноваги сил у кільці, зона впливу кожного серводвигуна має бути пропорційна значенням створюваних ними моментів. Звідси кут охоплення зони одного серводвигуна

(6.37)

Це дозволяє представити регулююче кільце що складається із умовних секторів, що мають кут охоплення φох, і розраховувати його на міцність як кривий брус. Стики секторів повинні розташовуватися посередині між точками прикладення сил серводвигунів. Таким чином, на кожен із секторів діятиме сила одного серводвигуна Рсерв1 і сили РП і PQ, прикладені до пальців, кількість яких в межах сектора рівна , де - центральний кут.

Регулюючі кільця великих гідротурбін часто мають значну висоту, причому сили серводвигунів, що створюють обертовий момент Моб прикладені до верхньої частини кільця, а сили пальців, що створюють протилежно спрямований момент Мп=Рп·Rс прикладені у нижній частині кільця, тому напружений стан в умовах плоскої задачі визначається повністю. При реальному розподілі сил у циліндричних елементах кілець, що сполучають верхні плоскі елементи із нижніми, виникає напруга кручення, рівна

(6.38)

де - момент опору кручення трубчатого перерізу стінки; за наявності двох стінок визначається як момент опору складного трубчастого перерізу; Моб - визначається за (6.36).

Крім того, через неспівпадання площин, у яких діють сили серводвигунів Рсерв і сили серг Рс, з площиною ХО'Z', у якій розташовані нейтральні осі перерізу (рис. 6.10, г), виникає згинальний кільце відносно осі ОХ' момент дотичної площини, який після приведення сил до кола радіусу RК виражається формулою

(6.39)

Найбільші значення Мзг.z має у проміжку с0-z1 при zі=0. При zі=zК на стику умовних секторів Мзг=0. Одночасна дія двох моментів у взаємно перпендикулярних площинах призводить до косого згину і обмеженого кручення перерізу кільця.

Стикові болти, якщо стики вибрані на межах умовних секторів, сприймають тільки перерізуючу силу, напруга у цьому випадку визначається за формулою

(6.40)

де РQ.стк - перерізуюча сила у стику; Fб= 0,785·dб - площа перерізу болта.

На розтягування болти розраховують тільки для аварійного випадку.