Проверочный расчет подшипников на долговечность.



 


Существует два вида расчетов подшипников качения:

1) по статической грузоподъемности для предотвращения пластических деформаций тел и дорожек качения. Расчет выполняют при частоте вращения n<1 мин-1;

2) по динамической грузоподъемности для предотвращения усталостного контактного выкрашивания тел и дорожек качения. Расчет выполняется при n>1 мин-1.

 

Радиально-упорные шариковые подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=567.4 H

Н                                    (4.58)

Н                                    (4.59)

По каталогу [1] находим коэффициент е

е=0.19

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта b.

 

                            рис. 4.5.

 

S1=e×RA=0.19×2.438=0.46                                 (4.60)

S2=×e×RB=0.19×1.136=0.22                                      (4.61)

S1> S2

Следовательно ([1] стр. 86):

Fa1=S1=463.22 H                                                    (4.62)

Fa2=S1+Fa=463.22+567.4=1030.62 H                              (4.63)

Определяем соотношение  и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х=1, Y=0; если , то Х=0.4, а Y находят по каталогу [1] стр 92.

 следовательно Х=0.56, Y=2.30.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

                                                       (4.34)

где

R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

Kd - коэффициент безопасности. Kd = 1.1 (стр. 85 [1])

KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

                                                                   (4.64)

g=3.91

 

Радиально-упорные шариковые подшипники промежуточного вала:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=567.4 H

 

Н                                        (4.65)

Н                                     (4.66)

По каталогу [1] находим коэффициент е

е=0.30

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта b.

 

S1=e×RA=0.30×6.1545=1.85                                (4.67)

S2=×e×RB=0.30×5.17224=1.55                                  (4.68)

S1> S2

Следовательно ([1] стр. 86):

Fa1=S1=6154.5 H                                                    (4.69)

Fa2=S1+Fa=6154.5+567.4=6730.9 H                          (4.70)

Определяем соотношение  и сравниваем его с е. При этом, если соблюдается условие , то Х=1, Y=0; если , то Х=0.4, а Y находят по каталогу [1] стр 92.

 следовательно Х=1, Y=0.

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

                                                     (4.71)

где

R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V – коэффициент вращения. При вращении внут реннего кольца V=1.

Kd - коэффициент безопасности. Kd = 1.1 (стр. 85 [1])

KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

                                                                   (4.72)

g=3.91

 

 

Для колеса роликовые конические подшипники:

Находим силы действующие на подшипник:

Fa=1441.4 H

Н    (4.28)

Н    (4.29)

Находим коэффициент е для подшипника

е=0.322

Вычисляем осевые составляющие реакций опор от действия радиальных сил, которые зависят от угла контакта b.

 

S1=0.83×e×RA=0.83×0.332×12203=3261                           (4.73)

S2=0.83×e×RB=0.83×0.332×10233=2734                           (4.74)

 

S1> S2

Определяем эквивалентную динамическую нагрузку:

                                                        (4.75)

где

R – радиальная нагрузка, действующая на подшипник

V – коэффициент вращения. При вращении внутреннего кольца V=1.

Kd - коэффициент безопасности. Kd = 1.1 (стр. 85 [1])

KT – температурный коэффициент. KТ = 1 при температуре подшипника менее 1000С.

Вычисляем требуемую динамическую грузоподъемность подшипника

                                                                   (4.76)

g=2.47

 

Проверочный расчет шпонок.

Зубчатые колеса, шкивы, звездочки и другие детали крепятся на валах с помощью шпоночных соединений.

Сечение шпонки выбирают в зависимости от диаметра вала (см. [1] табл.7.7). Длину шпонки принимают по длине ступицы с округлением в меньшую сторону до стандартной (см. примечание к табл.7.7)

    

где

- длина шпонки,мм

- длина ступицы,мм

Шпонка на колесе косозубого колеса

=70-5=65мм, принимаем стандартную длину 63мм

параметры шпонки (см.рис. 4.8.): b=20, h=12, t1=7.5, t2=4.9.

Шпонка под ременную передачу

=40-6=34мм, стандартное значение 36мм

b=8, h=7, t1=4.0, t2=3.3.

Шпонка на колесе прямозубого колеса

=80-7=73мм

Шпонки рассчитываются на смятие по формуле:(см./1/с.94)

                                        (4.77)

где

- напряжение смятия,

- крутящий момент на валу,

- диаметр вала вместе посадки шпонки, мм

- рабочая длина шпонки, мм

, -параметры шпонки смотри выше, мм

- допускаемое напряжение смятия 110-190,

Шпонка на колесе косозубого колеса:

Шпонка под ременную передачу:

Шпонка под прямозубое колесо:

 

рис. 4.6.

 

4.9. Проверочный расчет валов на усталостную прочность

Проверочный расчет валов выполняют на совместное действие изгиба и кручения путем определения коэффициентов запаса прочности в опасных сечениях вала и сравнения их с допускаемым значением  Рекомендуется принимать =1,5 –2,5.Коэффициент запаса прочности определяют по формуле:

                                                    (4.78)

где

- коэффициенты запаса прочности соответственно по изгибу и кручению.

Коэффициенты запаса прочности определяют отдельно для быстроходных и тихоходных валов в следующей последовательности :

Выбираем материал (см. п.6.1. [1]) выбираем марку Сталь 40Х

Определяем по рассчетной схеме (см. п. 7.1. [1]) опасное сечение вала (там, где сочетаются максимальные значения изгибающих и крутящих моментов)

Определяют коэффициент запаса прочности по изгибу в предположение, что напряжения изменяются по симетричному циклу:

 ;                                                          (4.79)

где

- предел выносливости при изгибе с симетричным циклом: для углеродистых сталей G-1=0.355 Gв +(70-120), где Gв-предел прочности материала вала (см. табл.2.1 [1]) Gв=1000 МПа

G-1=0.35×1000+100=450МПа,

 - амплитудное напряжение изгиба

                                                            (4.80)

где

Ми – изгибающий момент в опасном сечении (Н×мм)

                                          (4.81)

W=0.1d3                                                                    (4.82)

 = 2.8 – эффективный коэффициент концентрации нормальных напряжений ([1] табл. 7.8.)

 = 0.59 – масштабный фактор ([1] табл. 7.9.

 = 1 – учитывает способ упрочнения поверхностей (без поверхностного упрочнения).

Опрделяют коэффициент запаса прочности по кручению для случая пульсирующего цикла как наиболее часто применяемого (нереверсивная передача):

                                            (4.83)

где

t-1 – предел выносливости при кручении.

t-1=(0.2-0.3)GB

GB – табл. 2.1. [1]

ta – амплитудное напряжение кручения.

                                                      (4.84)

где

tМ – среднее напряжение цикла.

Т – крутящий момент (Н×мм)

Wp – полярный момент сопротивления (мм3)

Wp=0.2d3 – для круглого сечения.

- для круглого сечения со шпоночным пазом. (4.47)

Kt - эффективный коэффициент концентрации при кручении ([1] табл. 7.8.)

Kd – масштабный фактор ([1] табл. 7.9.)

KV – учитывает способ упрочнения поверхности, для валов без поверхностного упрочнения KV = 1

yt - учитывает асимметрию цикла. yt = 0.1 – для легированных сталей.

Определяют общий коэффициент запаса прочности в опасном сечении:

                                                (4.85)

В том случае, когда условие прочности не выполняется, необходимо выбрать более прочную сталь либо внести необходимые изменения в конструкцию вала.

 

Расчет вала входного:

 Н×мм

Kd = 0.59

KV = 1

KG =2.8

W=0.1×703=34300 мм3

t-1=0.25×1000=250

T=120.61 Н×м

Wp=0.2×703=68600 мм3

 

 

Расчет промежуточного вала:

 Н×мм

Kd = 0.65

KV = 1

KG =1.9

                                              (4.86)

 мм3

t-1=0.25×1000=250

T=573.27 Н×м

мм3

 

 

Расчет передач на ЭВМ

Расчет производится на древнем Math CAD’e для цилиндрического редуктора.

Результаты расчетов приведены в приложении.

 


СМАЗКА РЕДУКТОРА

 

 

Смазка, зубчатых и червячных зацеплении и подшипников уменьшает потери на трение, износ и нагрев деталей.

По способу подачи смазки к зацеплению различают картерную и циркуляционную смазки.

Картерная смазка осуществляется окунанием венцов зубчатых и червячных колес (или червяков) в масло, заливаемое внутрь корпуса. Эту смазку применяют при окружным скоростях в зацеплении передач V < 12-15 м/с, в зацеплении червячных передач при скорости скольжения V < 10 м/с. При большей скорости масло сбрасывается центробежной силой. При смазывании окунанием объем масла заливаемого в картер определяет из расчета (0,4-0,8)л масла на 1 кВт передаваемой мощности.

Глубина погружения в масло hм зубьев колеса в цилиндрических редукторах 2m < hм < 0.25d2 (где m - модуль зацепления): при расположении шестерни ниже колеса hм= (0.1-0.5)d1, при этом hmin=0.2m. Рекомендуется, чтобы уровень масла был не выше центра нижнего тела качения подшипника (шарика или ролика).

 

рис. 5.1.

 

 

Смазывание подшипников качения, редукторов общего назначения осуществляют жидкими маслами или пластичными мазями. Наиболее благоприятные условия для работы подшипников обеспечивают жидкие масла. Преимущества их заключаются в высокой стабильности смазы­вания, меньшем сопротивлении вращению, способности отводить теплоту и очищать подшипник от продуктов износа. Жидкое масло легче заменить без разборки узла. Недостаток жидких масел связан с необходимостью применения сложных уплотнений.

На практике подшипники стремятся смазывать тем же маслом, которым осуществляется смазывание деталей передач механизма. При этом смазывание подшипников обычно осуществляется за счет разбрызгивания.Пластичные мази лучше, чем жидкие масла, защищают подшипник от коррозии, особенно при длительных перерывах в работе. Для их удержания в подшипнике и корпусе не требуются сложные уплотнения. При выборе пластичной мази учитывают рабочую температуру подшип­никового узла и наличие в окружавшей среде влаги. В узлах с интенсивным тепловыделением пластичные мази не применяют из-за не­достаточного отвода теплоты от трущихся поверхностей.

Уровень масла, находящегося в корпусе редуктора, контролируют различными маслоуказа телями.

Для слива масла из корпуса редуктора предусматривается мослосливочное отверстие, размещаемое в нижней части корпуса и закрываемое резьбовой пробкой.

Во время работы редукторов повышается давление внутри корпуса в связи с нагревом масла и воздуха. Это приводит к выбрасыванию масла из корпуса через уплотнения и стыки. Чтобы избежать этого, внутреннюю полость корпуса соединяют с внешней средой путем установки отдушин.

 Для редуктора выбираем масло авиационное МС-20 по ГОСТ 21743-76 с кинематической вязкостью при температуре 50С >=157*10-6 м2/c, при 100С >=20*10-6 м2/c , и температурой застывания (минус)18С.


ВЫБОР И ОБОСНОВАНИЕ ПОСАДОК.

 

 


Для обеспечния правильной сборки и нормальной работы детали могут иметь некоторые рассеяние действительных размеров относительно номинальных значений. Допускаемые пределы рассеяния, удовлетворяющим условиям сборки и нормальной работы, ограничиваются предельными размерами наибольшим предельным размером dmax(Dmax) и наименьшим предельным размером dmin(Dmin)

Для изготовления и контроля детали о предельных (допускаемых) размерах должна быть известна из чертежа. Однако для упрощения чертежей на них обозначают не предельные размеры, а предельные отклонения размера от номинального значения (верхнее и нижнее), которые представляют собой алгебраическую разность между соответствующим предельным размером и номинальным.

рис. 6.1.

 

 

Более подробную информацию по данной теме можно получить в любой технической литературе по курсу: «Взаимозаменяемость стандартизация и технические измерения» (а также см.[1])

В нашем случае мы используем посадки рекомендованные соответствующей технической литературой (см.[1]табл.9.1).В основном мы используем посадки в системе отверстия, так как для отверстия труднее подобрать инструмент заданной точности. Точность изготовления проверяется калибром или специальными измерительными приборами.

 

 


 

ЛИТЕРАТУРА

 

 


1. Курсовое проектирование. Учебно-методическое пособие по дисциплинам «Прикладная механика», «Детали машин и основы конструирования», «Детали машин, основы конструирования и ПТМ отрасли» для студентов очной и заочной форм обучения.

А.Ф. Дулевич и др.. Минск 1997.

2. Курсовое проектирование деталей машин. С.А. Чернавский и др.. Москва «Машиностроение» 1979.

3. Курсовое проектирование деталей машин. Г.М. Ицкович и др. Москва «Машиностроение» 1964.

4. Детали машин. Проф. М.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1964.

5. Детали машин. Д.Н. Решетов. Москва «Машиностроение» 1964.

6. Детали машин в примерах и задачах. С.Н. Ничипорчик. Минск «Высшая школа» 1981.

7. Детали машин. М.Н. Иванов, В.Н. Иванов. Москва «Высшая школа» 1975.

8. Краткий справочник конструктора-машиностроителя. О.П. Мамет. Москва «Машиностроение» 1968.

9. Справочник по деталям машин. Том 2. В.З. Васильев и др. Москва «Машиностроение» 1966.

10. Допуски и посадки. Справочник. 1-я часть под редакцией Мягкова В.Д. Ленинград «Машиностроение» 1978.

11. Атлас деталей машин.

12. Справочник по машиностроительному черчению. В.А. Федоренко, А.И. Шошен. Ленинград «Машиностроение» 1976.

 

 


Дата добавления: 2018-02-15; просмотров: 1136;