КАТЕГОРИИ: Архитектура-(3434)Астрономия-(809)Биология-(7483)Биотехнологии-(1457)Военное дело-(14632)Высокие технологии-(1363)География-(913)Геология-(1438)Государство-(451)Демография-(1065)Дом-(47672)Журналистика и СМИ-(912)Изобретательство-(14524)Иностранные языки-(4268)Информатика-(17799)Искусство-(1338)История-(13644)Компьютеры-(11121)Косметика-(55)Кулинария-(373)Культура-(8427)Лингвистика-(374)Литература-(1642)Маркетинг-(23702)Математика-(16968)Машиностроение-(1700)Медицина-(12668)Менеджмент-(24684)Механика-(15423)Науковедение-(506)Образование-(11852)Охрана труда-(3308)Педагогика-(5571)Полиграфия-(1312)Политика-(7869)Право-(5454)Приборостроение-(1369)Программирование-(2801)Производство-(97182)Промышленность-(8706)Психология-(18388)Религия-(3217)Связь-(10668)Сельское хозяйство-(299)Социология-(6455)Спорт-(42831)Строительство-(4793)Торговля-(5050)Транспорт-(2929)Туризм-(1568)Физика-(3942)Философия-(17015)Финансы-(26596)Химия-(22929)Экология-(12095)Экономика-(9961)Электроника-(8441)Электротехника-(4623)Энергетика-(12629)Юриспруденция-(1492)Ядерная техника-(1748) |
Расчеты, подтверждающие работоспособность
Окончательный выбор опор. На этом этапе необходимо определить: 1) типоразмеры подшипников, при необходимости измененные по результатам предварительного расчета. 2) посадки внутренних и наружных колец подшипников, особенности их крепления. 3) конструкцию смазочных и уплотнительных мест и деталей. Выбор посадок колец подшипников зависит от ряда факторов, важнейшие из которых следующие: – вид нагружения кольца – местное, циркуляционное или колебательное, а также чувствительность подшипника к нему; – относительная нагруженность подшипника, определяемая как отношение нагрузки к грузоподъемности подшипника; – требуемые зазоры или натяги по дорожкам качения, определяемые скоростью вращения, заданными точностью положения оси и жесткостью опоры; – податливость сопрягаемых деталей – вала и корпуса; – условия сборки и регулирования, в том числе при ремонтах. Для колец, циркуляционно или колебательно нагруженных, рекомендуются посадки с натягом, для местно-нагруженных – с зазором, позволяющим постоянное смещение наиболее нагруженного участка кольца в процессе работы. Чем выше относительная нагруженность подшипника и больше податливость сопрягаемых деталей, тем берутся более тугие посадки по обоим кольцам, так как вызванные нагрузкой деформации могут привести к появлению нежелательных зазоров в посадках. Чем выше требования к точности положения оси и жесткости опоры, тем меньше как допустимые зазоры в посадках колец, так и зазоры, зависящие от деформации колец при натягах, а также зазоры по дорожкам качения. При повышенных скоростях, наоборот, требуются увеличенные зазоры по дорожкам качения. Наконец, большие натяги усложняют сборку, а для регулируемых колец натяги недопустимы.
Основные критерии работоспособности подшипника качения – его динамическая и статическая грузоподъемность. Динамическую грузоподъемность и долговечность рассчитывают согласно ГОСТ 18855-94. Метод подбора подшипников по динамической грузоподъемности применяют в тех случаях, когда частота вращения кольца мин–1. При мин–1 в расчетах следует принимать мин–1. Статическую грузоподъемность C 0 (при необходимости) рассчитывают согласно ГОСТ 18854-94. Подбор подшипников по статической грузоподъемности в данном пособии не рассматривается.
6.4. Требуемая долговечность работы подшипника LN
Номинальная долговечность (ресурс) подшипника в миллионах оборотов
,
где С – динамическая грузоподъемность по каталогу; Р – эквивалентная нагрузка; ρ – показатель степени: для шарикоподшипников ρ= 3, для роликоподшипников . Номинальная долговечность в часах
,
где С – динамическая грузоподъемность по каталогу; n – скорость вращения, об/мин. При расчетах следует строго следить за тем, чтобы С и Р в формулах были выражены в одних и тех же единицах.Для однорядных и двухрядных сферических радиальных шарикоподшипников, однорядных радиально-упорных шарикоподшипников и роликоподшипников эквивалентная нагрузка:
при ;
при ,
где V – коэффициент вращения кольца; при вращении внутреннего кольца V = 1, при вращении наружного – V = 1, 3; – осевая нагрузка, Н; – радиальная нагрузка, Н. Значения К б приведены в табл. 6.4; значения X и Y – в табл. 6.5.; значения КТ – в табл. 6.6.
Таблица 6.4
Значение коэффициента К б
Окончание табл. 6.4
Таблица 6.5
Значения X и Y для подшипников
Окончание табл. 6.5
Таблица 6.6
Значение коэффициента К т
Эквивалентная нагрузка для однорядных и двухрядных подшипников с короткими цилиндрическими роликами (без бортов на наружном или внутреннем кольцах):
. (6.5)
Эквивалентная нагрузка для упорных подшипников (шариковых и роликовых):
. (6.6)
Для радиально-упорных шарикоподшипников с номинальным углом контакта α = 15° и конических роликоподшипников коэффициенты радиальной (X)и осевой (Y) нагрузки выбирают в зависимости от отношения , коэффициента осевого нагружения е и угла контакта α. Величины X и Y для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников с углом α < 15° выбирают по величине отношения осевой нагрузки к его статической грузоподъемности: . При выборе Y следует применять линейную интерполяцию. При подборе радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников, а также конических роликовых подшипников необходимо учитывать, что осевая нагрузка не оказывает влияния на величину эквивалентной нагрузки до тех пор, пока значение не превысит определенной величины е (значение е выбирают по таблицам или формулам). Учитывая указанное выше, в формуле для определения эквивалентной нагрузки при следует принимать Y = 0. Для шариковых радиально-упорных подшипников с углом контакта α = 12° величину е определяют по формуле
.
Для тех же подшипников с углом контакта α = 15°
.
Для подшипников с углами контакта α < 18° величину e можно определить из графика на рис. 6.8.
Рис. 6.9. График для определения е в зависимости от и α
При подборе двухрядных радиально-упорных шариковых или конических роликовых подшипников надо иметь в виду, что даже небольшие осевые силы влияют на величину эквивалентной нагрузки.
Следует учитывать, что при расчете динамической грузоподъемности и эквивалентной динамической нагрузки узла, состоящего из сдвоенных радиально-упорных подшипников, установленных узкими или широкими торцами наружных колец друг к другу, пару одинаковых подшипников рассматривают как один двухрядный радиально-упорный подшипник. Сдвоенные радиально-упорные шариковые или конические роликовые подшипники при отношении рассчитывают как двухрядные. Если , то в двухрядных подшипниках будет работать только один ряд тел качения и величину динамической грузоподъемности следует принимать такой же, как для однорядного подшипника. В радиально-упорных подшипниках при действии на них радиальных нагрузок возникают осевые составляющие S, определяемые по формулам: – для конических роликоподшипников
– для радиально-упорных шарикоподшипников
Осевые нагрузки, действующие на радиально-упорные конические подшипники, определяют с учетом схемы действия внешних сил. в зависимости от относительного расположения подшипников должны быть учтены осевые составляющие от радиальных нагрузок, действующие на каждый подшипник (рис. 6.9). Если радиально-упорные подшипники установлены по концам вала враспор или врастяжку, то результирующие осевые нагрузки каждого подшипника определяют с учетом действия внешней осевой нагрузки (осевая сила червяка, осевые силы косозубых или конических зубчатых колес и пр.). Результирующие осевые нагрузки подшипников определяют по табл. 6.7. а б
Рис. 6.9. Схема действия сил в радиально-упорных подшипниках, установленных: а – враспор; б – врастяжку
Ориентировочные рекомендации по выбору подшипников даны в табл. 6.8. Все данные для расчета берутся из технического задания и чертежа общего вида. Таблица 6.7
Формулы для расчета осевых нагрузок
Окончание табл. 6.7
Таблица 6.8
Рекомендации по выбору радиально-упорных
6.5. Пример расчета работоспособности
Исходные данные: требуемая долговечность работы подшипника
L = 18250 часов; крутящий момент T 1 = 1,1 Н·м, делительный диаметр зубчатого колеса d 1 = 36 мм. Рассчитаем эквивалентную нагрузку Р: ,
где x – коэффициент радиальной нагрузки; ν – коэффициент, учитывающий, какое кольцо вращается (для внутреннего ν = 1); Fr – радиальная нагрузка на подшипник, Н; y – коэффициент осевой нагрузки; Fa – осевая нагрузка на подшипник с учетом осевой составляющей от действия радиальной нагрузки, Н; k т – коэффициент, учитывающий температуру подшипника (при t < 100 ºC k т = 1); k δ – коэффициент безопасности (при нагрузке с легкими толчками и кратковременными перегрузками до 125 % номинальной нагрузки k δ = 1,1).
Н;
Н.
Рис. 6.10. Схема действия сил Таблица 6.9
Определение реакций опор и осевой силы
В свою очередь:
Н;
Н.
Например, рассчитаем осевую составляющую для более нагруженной опоры:
Н,
где e = 0,56 – вспомогательный коэффициент (x = 0,44; y = 1,00). Таким образом, имеем: – эквивалентная динамическая нагрузка
Н;
– динамическая грузоподъемность С = 695 Н (табличное значение по каталогу для данного подшипника); – долговечность подшипника
ч;
– запас долговечности
.
Можно сделать следующий вывод: срок службы подшипников достаточен. 7. ПЕРЕДАЧА ВИНТ–ГАЙКА Передача винт–гайка представляет собой кинематическую винтовую пару, которую используют для преобразования с большой плавностью и точностью хода вращательного движения в поступательное. Ведущим звеном, совершающим вращательное движение, может быть как винт (рис. 7.1), так и гайка. В силовых механизмах большее распространение получила трапецеидальная резьба
Рис. 7.1. Передача винт–гайка
Поскольку основным видом разрушения в передачах винт–гайка является изнашивание сопряженных винтовых поверхностей, средний диаметр резьбы обычно выбирают, исходя из критерия работоспособности для совпадающих поверхностей, зависящего от межвиткового давления и допускаемого давления: p£ [ р ]. Допускаемые давления выбирают исходя из условий работы и материалов винта и гайки, которые должны составлять износостойкую антифрикционную пару.
Дата добавления: 2015-06-27; Просмотров: 630; Нарушение авторских прав?; Мы поможем в написании вашей работы! Нам важно ваше мнение! Был ли полезен опубликованный материал? Да | Нет |