Что является проверочным расчетом для подшипников скольжения
Перейти к содержимому

Что является проверочным расчетом для подшипников скольжения

  • автор:

2.4 Условный расчет подшипников скольжения

Этот расчет непосредственно не отражает наличие жидкостного трения, но, благодаря своей простоте и большому накопленному опыту по допускаемым величинам, достаточно широко применяется в машиностроении.

а) расчет на удельное давление:

б) на удельную мощность трения:

Для ответственных и быстроходных подшипников желательно производить проверку по гидродинамической теории.

Пример проверочного расчёта радиального подшипника скольжения

Исходные данные: частота вращения n , мин -1 100

Диаметр подшипника d , мм 30

Длинна подшипника l , мм 25

Сила действующая на подшипник P , H 100

Коэффициент трения f 0.01

Материал подшипника БрАЖ9-4 , Со смазкой

допускаемая удельная нагрузка [p] , МПа 15

допускаемая скорость [v] , м/с 4

велечина характеризующая износ [pv] , МПа·м/с 12

максимальная рабочая температура T , C° 250

Метод расчёта:

Расчёт произведён теоретическим методом по удельной нагрузке [1].

Характеристики материалов взяты с источника [2].

Область применения расчёта:

Данная методика расчёта распространяется на радиальные подшипники скольжения, не испытывающие осевой нагрузки, работающие при смазке (подразумевается жидкостная смазка либо полужидкостная) и без смазки (либо смазке водой).

Расчет подшипника скольжения.

Окружная скорость на шейке вала: v = 0,16 (м/с)

Удельная нагрузка в подшипнике: p = 0,13 (МПа), что меньше допускаемой.

Сопостовление допускаемой и расчетной нагрузок в подшипнике: η1 = 112,50

Сопоставление допускаемой и расчетной велечины pv: η2 = 573,25

Момент трения на шипе: МТ = 15,00 (Н·м)

Потеря мощности на трение в подшипнике и соответствующее тепловыделение: A = 0,16 (Вт).

3. Подшипники качения

Рис. 5. Принципиальная схема опоры с подшипником качения

Подшипники качения работают преимущественно при трении качения и состоят из двух колец, тел качения, сепаратора, отделяющего тела качения друг от друга, удерживающего на равном расстоянии и направляющего их движение. По наружной поверхности внутреннего кольца и внутренней поверхности наружного кольца (на торцевых поверхностях колец упорных подшипников качения) выполняют желоба – дорожки качения, по которым при работе подшипника катятся тела качения.

Рис. 6. Виды подшипников качения (приведены только некоторые виды тел качения): а) с шариковыми телами качения, б) с короткими цилиндрическими роликами, в) с длинными цилиндрическими или игольчатыми роликами, г) с коническими роликами, д) с бочкообразными роликами

В некоторых узлах машин в целях уменьшения габаритов, а также повышения точности и жесткости, применяются так называемые совмещенные опоры: дорожки качения выполняются непосредственно на валу или на поверхности корпусной детали. Некоторые подшипники качения изготовляют без сепаратора. Такие подшипники имеют большое число тел качения и, следовательно, большую грузоподъемность. Однако предельные частоты вращения бессепараторных подшипников значительно ниже вследствие повышенных моментов сопротивления вращению.

Проверочный расчёт подшипников скольжения

Проверку производим для подшипников скольжения, установленных в опорах ведущего вала тихоходной передачи. Расчёт производим по давлению Р и величине pv, характеризующей нагрев и износ подшипника [2].

Окружная скорость на шейке вала:

где диаметр подшипника;

частота вращения ведущего вала;

Удельное давление в подшипнике:

Удельное давление рассчитываем из наибольшего результирующего реактивного усилия в опорах вала:

Так как , то расчет долговечности ведем по подшипнику, установленному в опоре В.

где усилие, действующее на подшипник;

диапазон допустимого удельного давления в подшипнике;

Проверка по величине pv:

Данный подшипник скольжения удовлетворяет допустимым давлению Р и величине pv , что позволяет применить его в подшипниковых опорах ведущего вала тихоходной передачи.

Выбор и проверочный расчёт муфты

Для соединения выходного вала раздаточного редуктора с ведущим валом тихоходной передачи выбираем шлицевую муфту с параметрами шлицевого соединения: 20х204х230;

где Z = 20 — число шлицов;

d = 204 мм — внутренний диаметр шлицов;

D = 230 мм — наружный диаметр шлицов.

Расчёт данного шлицевого соединения производим на срез и на смятие шлицов.

Условный расчет подшипников скольжения

Работа подшипников скольжения сопровождается абразивным изнашиванием вкладышей и цапф, заеданием и усталостным выкрашиванием.

Критерием работоспособности подшипников является:

— сопротивление изнашиванию и заеданию при перегреве.

Оценку износостойкости проводят по среднему давлению р, которое гарантирует невыдавливаемость смазки и удельной работе p·V, определяющей тепловой режим (нагрев) и отсутствие заедания подшипника.

— проверочный расчет среднего давления выполняется по условию

где Rr – радиальная нагрузка на подшипники;

А=d·l – площадь проекции цапфы на диаметральную плоскость;

d и l – диаметр и длина шипа (шейки). Для большинства подшипников .

— расчет на нагрев выполняется по условию

где — окружная скорость вращения поверхности цапфы.

и — допускаемые значения среднего давления и удельной работы, которые зависят от материала трущихся поверхностей:

— сталь по бронзе , Мпа, = 4…6, МН· м/м 2 с.

— сталь закаленная , Мпа, = 8…12, МН· м/м 2 с.

— сталь по чугуну [р]= 2…4, Мпа, = 1…3, МН· м/м 2 с.

5. Подшипники качения: классификация, маркировка и расчет

Подшипники качения – это стандартные изделия, которые изготавливаются в массовом производстве на специализированных заводах.

Достоинства:

1. Малые потери на трение (КПД − 99%).

2. Высокая степень взаимозаменяемости.

3. Малый расход смазочного материала.

4. Не требуют особого ухода.

Недостатки:

1. Высокая чувствительность к ударным нагрузкам.

2. Малонадежный в высокоскоростных приводах (нагрев, разрушение сепаратора).

3. Большие радиальные размеры.

4. Шум при больших скоростях.

Подшипники качения состоят из двух колец, (наружного и внутреннего), тел качения – шариков или роликов, сепаратора, удерживающего тело качения на постоянном расстоянии друг от друга.

а) классификация подшипников качения

Подшипники классифицируются и обозначаются цифрами:

1. По форме тел качения (тип подшипника):

— шариковые (0, 1, 6, 8);

— роликовые (с короткими цилиндрическими роликами — 2, с длинными цилиндрическими роликами — 3, с витыми — 4, с игольчатыми — 5, с коническими — 6, со сферическими — 7).

2. По направлению воспринимаемой нагрузки:

— радиальные (0, 1, 2, 3, 4, 5);

— упорные или упорно-радиальные шариковые (8);

— упорные или упорно-радиальные роликовые (9);

3. По числу рядов тел качения:

4. По способности самоустанавливаться:

5. По габаритным размерам подшипники делятся на серии:

— особо легкие — 1. Д<70 мм (диаметр внешнего кольца);

— легкая — 2. Д=72 – 85 мм;

— средняя — 3. Д=80 – 100 мм;

— тяжелая — 4. Д=100 – 120 мм.

В зависимости от ширины серии делятся на: особо узкие — 0, узкие — 1, нормальные — 2, широкие — 3 и особо широкие — 4.

б) маркировка подшипников качения:

На торец колец подшипника наносят буквы и цифры, обозначающие: внутренний диаметр, серию, тип, конструктивные разновидности, класс точности.

Пример. Подшипник 7309

— две последние цифры, умноженные на 5 – диаметр внутреннего кольца подшипника (d = 09х5 = 45 мм).

— третья справа – серия (1 − особо легкая, 2 − легкая, 3 – средняя, и 4 − тяжелая.)

— четвертая справа – тип подшипника (по табл.) 7 – роликовый конический. 0 – шариковый радиальный. 9 – роликовый упорный.

— пятая или пятая и шестая справа – отклонение от конструкции, в нашем случае цифры нет – т.е. он основной конструкции. (67309 здесь цифра 6 обозначает подшипник с бортом).

— седьмая цифра – серия ширины

— цифры 0, 6, 5, 4, 2, стоящие через тире перед цифрами указывают класс точности. Самый высокий класс – 2 – стоит в 10 раз дороже 0 – го класса.

211 –подшипник шариковый радиальный, d=55 мм, легкой серии 2.

6 – 405 – шариковый радиальный, d=25 мм, тяжелой серии 4,

6 — го класса точности.

4–2208 – роликовый радиальный с короткими цилиндрическими роликами, d=40 мм, легкой серии, 4-го класса точности.

Шарики, ролики и кольца изготавливают из высокопрочных шарико-подшипниковых хромистых сталей Шх15 с термообработкой с последующими шлифованиями и полировкой.

Твердость НRC 61…66.

Сепараторы изготавливают из мягкой листовой стали.

Виды разрушений подшипников:

— усталостное выкрашивание рабочих поверхностей (сопровождается стуком и вибрацией);

— пластические деформации (вмятины на кольцах);

— задиры рабочей поверхности (недостаток смазки);

— абразивный износ (попадание пыли);

— раскалывание колец (перекосы, большие динамичные нагрузки).

в) расчет подшипников качения;

Основным критерием работоспособности подшипников качения является:

— долговечность по усталостному выкрашиванию;

— статическая грузоподъемность по пластическим деформациям.

На долговечность рассчитывают подшипники, вращающиеся с угловой скоростью рад/с.

Подшипники не конструируют, а подбирают по таблицам каталогов при проектировании машин. Начинают с самых простых и дешевых:

— при малых нагрузках применяют однорядные шариковые подшипники легкой серии;

— при больших нагрузках и малых угловых скоростях применяют подшипники тяжелой серии;

— при ударных нагрузках – 2-х рядные роликовые подшипники и т.д.

Расчет на долговечность – основан на динамической грузоподъемности Сr,, которую может выдержать подшипник за 10 6 оборотов.

где RE – эквивалентная нагрузка для радиальных и упорных подшипников;

p – показатель степени – для шариковых p =3;

— для роликовых p =3.33;

Ln – требуемая долговечность (ресурс) Ln =3000…30000;

X,Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок указываются в каталоге;

Rr – радиальная нагрузка на подшипник;

Ra – осевая нагрузка подшипника;

V – коэффициент вращения – при вращении внутреннего кольца V =1, наружного кольца − V =1,2;

− коэффициент безопасности (табл.);

− температурный коэффициент (табл.).

При расчете радиально-упорных подшипников необходимо учитывать осевые составляющие реакции подшипников.

— для шариковых радиально-упорных

— для конических роликовых

где — коэффициент осевого нагружения.

Если < заданной, надо выбрать другой типоразмер подшипника или изменить схему его установки и повторить расчет.

Расчет подшипников на статическую грузоподъемность выполняется при угловой скорости ω < 0.1 рад/с по условию

где − статическая грузоподъемность (указывается в каталоге);

− эквивалентная статическая нагрузка.

Для радиальных и радиально-упорных подшипников

где и − радиальная и осевая нагрузка подшипников,

и − коэффициенты радиально осевой нагрузки (в каталоге) для шариковых радиальных одно- и двухрядных ХО = 0,6, .

Понравилась статья? Добавь ее в закладку (CTRL+D) и не забудь поделиться с друзьями:

Познавательно:

Законность и правопорядок. Законность – это принцип, метод и режим строгого, неуклонного исполнения и соблюдения норм права всеми участниками общественных отношений Тема 23. Законность – это принцип, метод и режим строгого, неуклонного исполнения и соблюдения норм права всеми участниками.
Немецкая классическая философия (Кант, Гегель, Фейербах) Немецкая классическая философия — высшая форма классич. рационализма.
КОМПЛЕКСНЫЕ ЧИСЛА И ДЕЙСТВИЯ НАД НИМИ Содержание §1. КОМПЛЕКСНЫЕ ЧИСЛА И ДЕЙСТВИЯ НАД НИМИ §2 ПОСЛЕДОВАТЕЛЬНОСТИ КОМПЛЕКСНЫХ ЧИСЕЛ РЯДЫ С.
Педагогический процесс: структура, этапы, закономерности и принципы Педагогический процесс – специально организованное взаимодействие педагога и воспитанников.
Алгоритм кормления пациента через назогастральный зонд с помощью шприца Жанэ Цель: введение зонда и кормление пациента. Показания: травма, повреждения и отек языка, глотки, гортани, пищевода, расстройство.

Расчет подшипников скольжения

В процессе работы подшипников скольжения может происходить абразивный износ вкладышей и цапф, заедание вследствие нагрева подшипника и усталостное изнашивание при пульсирующих нагрузках.

Основным критерием работоспособности подшипников скольжения является износостойкость трущейся пары.

При работе машины трение между цапфой вала и вкладышем подшипника при жидком смазочном материале может происходить в условиях жидкостной, полужидкостной и граничной смазки.

Жидкостной называется смазка, при которой поверхности трения деталей, находящихся в относительном движении, полностью разделены жидким смазочным материалом. При жидкостной смазке толщина слоя масла больше суммарной высоты неровностей профиля рабочих поверхностей цапфы и вкладыша, поэтому всю нагрузку несет масляный слой и значительно снижаются трение и изнашивание рабочих поверхностей. Так как жидкость несжимаема, то при жидкостной смазке это объемное свойство масла проявляется в полной мере и нагрузочная способность слоя смазочного материала оказывается очень высокой. Сопротивление движению при жидкостной смазке определяется только внутренним трением в смазочном материале, зависящем от его вязкости.

Если жидкостная смазка осуществляется частично, то она называется полужидкостной.

Благодаря маслянистости, смазочный материал способен образовывать на сопряженных поверхностях тонкие пленки, называемые граничными слоями. Свойства масла в граничном слое резко отличаются от его объемных свойств. Граничный слой обладает высокой прочностью и может выдерживать давление до 3000 МПа и более.

Граничной называется смазка, при которой трение и износ между поверхностями, находящимися в относительном движении, определяются свойствами этих поверхностей и свойствами смазочного материала, отличными от объемных.

Следует помнить, что при повышении температуры вязкость масла уменьшается, увеличивается возможность разрушения граничных пленок и появления чистого контакта цапфы и вкладыша, что может привести к схватыванию материала и заеданию подшипника.

Очевидно, что для работы подшипников скольжения наиболее благоприятным является режим жидкостной смазки. Однако большинство подшипников скольжения работает в условиях полужидкостной или граничной смазки. В подшипниках скольжения, постоянно работающих при жидкостной смазке, в периоды пусков или остановок могут осуществляться другие виды смазки.

Рис.122 Расчет подшипников скольжения, работающих в условиях полужидкостной и граничной смазки, условно ведут по допускаемому среднему давлению [р] на трущихся поверхностях (этот расчет гарантирует не-выдавливаемость смазочного материала) и по допускаемому произведению [рv] среднего давления на скорость скольжения v, т.е. окружную скорость цапфы (этот расчет гарантирует нормальный тепловой режим и отсутствие заедания).

Среднее давление в подшипнике предполагается равномерно распределенным по диаметральному сечению цапфы (рис. 122) и равным

где R — радиальная нагрузка на подшипник; d, — диаметр цапфы; l — длина цапфы.

Формулы для проверочного расчета имеют такой вид:

Для приближенных расчетов подшипников скольжения можно принимать следующие ориентировочные значения [р], МПа и [pv],МН/(мс):

сталь по чугуну [р]=3 [pv]=3
сталь по бронзе [р]=5 [pv]=8
сталь по баббиту [р]=8 [pv]=20

При неудовлетворительных результатах проверочного расчета ме­няются размеры цапфы или материал вкладыша.

При проектном расчете задаются относительной длиной подшипника

ψ = l/d; при несамоустанавливающемся вкладыше ψ = 0,4. 1,2; при самоустанавливающемся вкладыше ψ = 1,5. 2,5 (меньшие значения для быстроходных валов и при значительных нагрузках). Так как диаметр цапфы определяется из расчета вала на прочность или жесткость, то расчет подшипника скольжения сводится к определению его длины.

Подпятники скольжения рассчитываются по аналогичной методике, но ввиду худших условий отвода теплоты допускаемые значения [р] и [рv] уменьшаются на 20. 30 %.

Расчет подшипников качения

Основными критериями работоспособности подшипников качения являются износостойкость рабочих поверхностей и долговечность подшипника, а также сопротивление пластическим деформациям.

Выбор типа и размеров подшипника качения определяется следующими основными факторами:

характером нагрузки (постоянная, переменная, ударная), ее величиной и направлением;

диаметром цапф вала и частотой его вращения;

долговечностью подшипника в миллионах оборотов или часах;

нагрузочной способностью подшипника, определяемой его статической и динамической грузоподъемностью.

Методы расчета статической грузоподъемности и эквивалентной статической нагрузки подшипников качения устанавливаются ГОСТ 18854 — 82. Методы расчета динамической грузоподъемности, эквивалентной динамической нагрузки и долговечности подшипников качения устанавливаются ГОСТ 18855—82. Статической называется нагрузка, действующая на невращающийся подшипник.

Долговечность подшипника — число оборотов, которое одно из его колец делает относительно другого до начала усталостного разрушения материала на одном из колец или тел качения. Долговечность измеряется в миллионах оборотов или часах работы и обозначается соответственно L или Lh.

Обычный критерий оценки эксплуатационных свойств подшипников качения — базовая долговечность, при которой не менее 90 % идентичных подшипников, работающих в одинаковых условиях, должны достигнуть или превысить определенную долговечность. Иначе говоря, базовой является долговечность при 90 % -ной надежности. Базовая долговечность в млн оборотов обозначается L10.

Расчетная долговечность при других уровнях надежности называется скорректированной и обозначается, например, при 95 %-ной надежности L5.

Базовой динамической грузоподъемностью называется постоянная нагрузка, которую подшипник качения может воспринимать при базовой долговечности, составляющей 1 млн оборотов. Базовая динамическая грузоподъемность бывает радиальная и осевая, обозначаемая соответственно Сr и Са.

Эквивалентной динамической нагрузкой называется постоянная нагрузка, под действием которой подшипник качения будет иметь такую же долговечность, как и в действительных условиях нагружения. Эквивалентная динамическая нагрузка бывает радиальная и осевая, обозначаемая соответственно Рr и Ра.

Подбор радиальных и радиально-упорных подшипников основан на Сr и Рr, а упорных и упорно-радиальных — на Са и Ра..

В отличие от динамических параметров базовая статическая грузо­подъемность и эквивалентная статическая нагрузка обозначаются со­ответственно С0 и Р0.

Статическая и динамическая грузоподъемность, а также предельная частота вращения при жидкой и пластичной смазке для каждого типоразмера стандартных подшипников качения приведены в каталогах.

При частоте вращения вала n < 10 мин -1 действующую нагрузку рас­сматривают как статическую и подшипники подбирают по статической грузоподъемности по условию

При п > 10 мин -1 подбор подшипников качения ведется по динами­ческой грузоподъемности по условию

где Стр — требуемая величина динамической грузоподъемности, Н;C­динамическая грузоподъемность подшипника, указанная в таблицах.

Требуемую величину динамической грузоподъемности определяют в зависимости от эквивалентной динамической нагрузки L и требуемой долговечности (L млн оборотов или Lhч) по формулам:

для шариковых подшипников

или

для роликовых подшипников

или

где п — частота вращения кольца подшипника, мин -1 .

Для стандартных редукторов общего назначения установлена сле­дующая базовая долговечность подшипников (90 %-ный технический ресурс):

10 000 ч — для зубчатых редукторов;

5 000 ч — для червячных редукторов.

Эквивалентную динамическую нагрузку Р вычисляют по формуле

где X — коэффициент радиальной нагрузки; Y — коэффициент осевой нагрузки; V — коэффициент вращения (при вращении относительно вектора нагрузки внутреннего кольца V=1, наружного кольца — V= 1,2); Fr, Fа радиальная и осевая нагрузки, Н; Кб коэффициент безопасности (для редукторов К6 = 1,3. 1,5); Кт температурный коэффициент (при t до 100 °С Кт = 1).

Расчет ведется с учетом следующего:

для цилиндрических роликовых подшипников Fа = О, X = 1;

для упорных подшипников Fr = О, Y = 1;

для шариковых радиальных, радиально-упорных и конических роликовых подшипников X = 1, Y = 0, если Fа/VFr< е (расчет ведется только по радиальной нагрузке); при Fа/VFr > е значения коэффициентов X и Y определяются по каталогу на подшипники (е — вспомогательный коэффициент, указанный в каталоге).

При определении осевых нагрузок Fа, действующих на радиально-упорные подшипники, помимо внешней осевой силы А следует учитывать осевые составляющие S реакций подшипников, возникающие под действием радиальных нагрузок Fr. Эти составляющие вычисляются по формулам:

для радиально-упорных шарикоподшипников

для конических роликоподшипников

Суммарная осевая нагрузка на подшипник зависит от условий его нагружения.

рис.123 На рис. 123 показана схема вала, установленного на двух радиально-упорных подшипниках, причем индексом 2 обозначен подшипник, воспринимающий внешнюю осевую силу А.

При такой индексации сила А и осевая составляющая S реакции подшипника 1 всегда направлены в одну сторону и суммарные осевые нагрузки Fа1 и Fа2 будут зависеть от соотношения А + S1 и S2. Если А + S 1 > S2, то вал сдвинется ко второму подшипнику, осевая сила А + S1 создаст на втором подшипнике радиальную силу, уравновешивающую внешнюю радиальную нагрузку, и осевая составляющая S2 перестает существовать. Тогда осевая нагрузка на первый подшипник останется равной S1, а суммарная осевая нагрузка на второй подшипник будет равна А + S1. Если А + S1< S2, то вал сдвинется к первому подшипнику, составляющая S1 перестанет существовать, осевая нагрузка на второй подшипник останется равной S2, а суммарная осевая нагрузка на первый подшипник будет равна S2 — А. Итак,

Радиальную реакцию радиально-упорного подшипника полагают приложенной в точке пересечения с осью вала нормали в середине контактной площадки. Положение точки О определяется размером а, вычисляемым для однорядных подшипников по формулам:

для радиально-упорных шарикоподшипников:

для конических роликоподшипников

а = 0,5T + (d + D)е/6,

где а — расстояние от клейменого торца подшипника до точки прило­жения радиальной реакции; В, d, D,T — размеры подшипника; а — угол контакта и е — вспомогательный коэффициент, указанные в каталоге.

Таким образом, для определения радиальных реакций радиально-упорных подшипников необходимо сначала сделать предварительный выбор подшипников, затем произвести эскизную компоновку узла, далее определить реакции опор, собственные осевые составляющие S от действия радиальных нагрузок, суммарные осевые нагрузки, действующие на каждую опору, и затем выполнить проверочный расчет более нагруженного подшипника на долговечность (технический ресурс).

Долговечность L в млн оборотов, динамическая грузоподъемность С и эквивалентная динамическая нагрузка Р связаны эмпирической зависимостью

L = (С/Р) р ,

где Р = 3 для шарикоподшипников, Р = 10/3 для роликоподшипников. Долговечность Lh в часах вычисляется так:

где n — частота вращения, мин -1 .

Для облегчения расчетов в справочниках приведены (отдельно для шариковых и роликовых подшипников) таблицы, позволяющие определить долговечность Lh подшипников в зависимости от отношения динамической грузоподъемности к эквивалентной нагрузке С/Р и частоты вращения вала. По этим же таблицам легко определить требуемую динамическую грузоподъемность по известной частоте вращения вала, заданной долговечности подшипника и вычисленной эквивалентной динамической нагрузке.

Представление о назначении, применении, принципах действия муфт.

Муфтой называется устройство, соединяющее концы двух валов и передающее вращающий момент с одного вала на другой без изменения его значения и направления. Соединение валов необходимо, так как машины компонуются из отдельных механизмов с входными и выходными валами, кинематическая связь между которыми выполняется с помощью муфт (рис.124)

Соединение валов – основное назначение муфты, но, кроме того, муфты могут выполнять и дополнительные функции: соединять и разъединять механизмы; смягчать динамические нагрузки, предохранять механизмы от перегрузок, компенсировать смещение соединяемых валов.

рис.124 Различают три вида смещений: осевые, радиальные, угловые. Причины смещений: неточность монтажа и обработки валов, температурные удлинения валов и др. Муфты подбирают по ГОСТу в соответствии с диаметром соединяемых валов и значением передаваемого крутящего момента.

Подразделяются на жесткие, компенсирующие и специальные.

Жесткие муфты предназначены для жесткого соединения соосных валов, т.е. валы требуют строгой соосности. К жестким муфтам относятся: втулочная муфта, продольно-свертная и поперечно-свертная муфты.

Втулочная муфта. Это стальная втулка (рис. 125,126,127) в которую установлены валы по посадкам с натягом, крутящий момент передается при помощи шпонок, штифтов. Применяется при передаче небольших крутящих моментов. Материал втулочной муфты: сталь 35,40,45. К недостаткам относится сложность монтажа;

Поперечно — свертная (фланцевая) муфта

рис.128 Поперечно — свертная (фланцевая)муфта (рис.128), разъемная в плоскости, перпендикулярной оси вала. Состоит из двух полумуфт, выполненных в виде фланцев, установленных на валы по посадкам с натягом, крутящий момент передается при помощи шпонок. Полумуфты центрируются между собой, т.е. в одной полумуфте выполнен выступ, а в другой паз. Полумуфты соединяются между собой болтовым соединением. Муфта может соединять валы разных диаметров. Материал полумуфт: Сталь 40, стальное литье 35Л, чугунное литье СЧ.

Продольно — свертная муфта (рис.129). Состоит из двух полумуфт с внутренними полуцилиндрическими поверхностями, охватывающими консольные части соединяемых валов и стянутыми болтами, которые работают на растяжение. Муфта требует строгой соосности двух соединяемых валов.

Компенсируют влияние несоосности валов за счет подвижности компенсирующих элементов муфты. К ним относятся: крестово-кулисная плавающая муфта, зубчатая муфта, муфта упругая втулочно-пальцевая, муфта упругая с торообразной оболочкой, муфта упругая компенсирующая со змеевидной пружиной, крестово-шарнирная муфта.

Крестово-кулисная плавающая муфта

Крестово-кулисная плавающая муфта (рис.130) компенсирует радиальное и небольшое угловое смещение валов. Состоит из двух полумуфт с пазами на торцовых поверхностях, установленных на валах по переходным посадкам и среднего диска (плавающей кулисы) с двумя взаимноперпендикулярными выступами на торцовых поверхностях. У собранной муфты выступы диска входят в пазы полумуфт по посадкам с зазором, соединяя полумуфты. В процессе работы диск скользит по пазам и компенсирует несоосность валов. Крутящий момент передается при помощи шпонок. Для уменьшения износ, поверхности трения смазывают.

Зубчатая муфта состоит их двух полумуфт с наружными зубьями эвольвентного профиля. Полумуфты установлены на валах по переходным посадкам, крутящий момент передается при помощи шпонок. Зубчатые полумуфты устанавливаются в разъемные обоймы с внутренними зубьями. Обоймы соединены между собой болтовым соединением. Компенсирующим элементом является зазор в зубчатом зацеплении. Полумуфты изготавливают из сталей 45, 45Х, зубья термически обрабатывают. Муфта надежно работает, проста в монтаже, имеет малые габариты и массу, но сложна в изготовлении.

Муфта упругая втулочно-пальцевая

рис.132

Муфта состоит из двух полумуфт, (рис.132) выполненных в виде фланцев, установленных на валах по переходным посадкам, крутящий момент передается при помощи шпонок.

Полумуфты соединены пальцами, которые закреплены в конических отверстиях одной полумуфты. На пальцы установлены упругие резиновые втулки, которые располагаются в другой полумуфте. Пальцы зафиксированы в полумуфтах гайками с шайбами.

Во время работы муфты, деформация упругих резиновых втулок смягчает толчки, удары и неточности сборки. Полумуфты изготавливаются из сталей 30, 35, 45. Муфта может соединять валы разных диаметров, как цилиндрические, так и конические.

Муфта упругая с торообразной оболочкой

Муфта упругая с торообразной оболочкой состоит из двух полумуфт (рис.133), выполненных в виде фланцев, установленных на валах по переходным посадкам, крутящий момент передается при помощи шпонок. Полумуфты соединяет упругая оболочка, по форме напоминающая автомобильную шину, и двух колец, которые с помощью винтов закрепляют оболочку на полумуфтах. Муфта проста в изготовлении, сборке, разборке, замене упругого элемента, надежна в эксплуатации, компенсирует несоосность валов.

Муфта упругая компенсирующая со змеевидной пружиной

Муфта упругая компенсирующая со змеевидной пружиной состоит из двух полумуфт (рис. 134), выполненных в виде фланцев, установленных на валах по переходным посадкам, крутящий момент передается при помощи шпонок. На наружной цилиндрической поверхности полумуфт выполнены пазы, которые заложена змеевидная пружина прямоугольного сечения. Зубья и пружина закрываются снаружи кожухом, который состоит из двух половин, соединяемый между собой болтами. Кожух защищает муфту от пыли. При повороте одной полумуфты относительно другой, пружины изгибаются, компенсируя толчки, удары и неточности сборки. Материал полумуфт – сталь45, 45Л, пружины изготавливаются из стали – 65Г, 60С2. Муфта имеет высокие эксплуатационные качества, передает большие мощности, но дорога в изготовлении.

Муфта крестово-шарнирная имеет большое распространение в автомобильной промышленности. Состоит из двух вилок и крестовины. Вилки устанавливаются на соединяемые валы, а крестовина шарнирно соединяет вилки. Муфта передает крутящий момент и компенсирует значительные углы наклона осей валов. Вилки муфт изготавливаются из стали 35, 40, 40Х, 25Л, а крестовины — из стали 20Х.

Сцепные муфты предназначены для быстрого соединения и разъединения валов. К ним относится кулачковая муфта.

Кулачковая муфта служит для передачи крутящего момента, соединения и разъединения полумуфт (рис.136). Состоит из двух полумуфт, сцепляющихся между собой посредством торцовых кулачков. Одна из полумуфт (левая) соединена с валом неподвижно по посадкам с натягом, крутящий момент передается при помощи шпонки, а другая (правая) соединена с валом по посадкам с гарантированным зазором, т.е. имеет возможность осевого перемещения, крутящий момент передается при помощи шпонки. Правая муфта перемещается с помощью отводки и сцепляется или расцепляется с помощью кулачков. Материал полумуфт – сталь15, 20, 15Х, 20Х, 40, 45, 40Х, 40ХН.

Предохранительные муфты выключают механизм при перегрузках. К ним относится муфта с разрушаемым элементом.

Муфта с разрушаемым элементом

Из предохранительных муфт с разрушаемым элементом часто применяют муфту со срезными штифтами (рис.137). Муфта состоит из двух дисковых полумуфт 1 и 2, соединенных между собой стальными штифтами 3, заключенными в стальные каленые втулки 4, предохраняющие полумуфты от смятия штифтами. При перегрузке машины штифты срезаются и полумуфты расцепляются. Для восстановления работы муфты на место разрушенных ставят новые штифты. Число штифтов чаще всего равно 1 или 2. Материал штифтов — среднеуглеродистая сталь, реже закаленная сталь. Предельный момент, при котором происходит разрушение штифтов, равен расчетному моменту предохранительной муфты:

Подбор муфт и проверка на прочность основных элементов

Постоянные муфты подбирают по передаваемому моменту с учетом диаметра большего из соединяемых валов.

где К — коэффициент режима работы; при спокойной нагрузке К= 1,15. 1,4, при переменной нагрузке К= 1,5. 2, при ударной нагрузке К- 2,5. 3;

М — номинальный вращающий момент.

Значение коэффициента К, учитывающего условия эксплуатации привода

Нагрузка Группы машин К
Постоянная, с кратковременными перегрузками до 120 % номинальной Станки токарные, шлифовальные, фрезерные 1,15. 1,2
Переменная, с колебаниями в пределах до 150 % номинальной Станки деревообделочные; центробежные насосы 1,3. 1,5
Со значительными колебаниями до 200 % номинальной Станки металлообрабатывающие с возвратно-поступательным движением 1,7. 2,0
Ударная, достигающая 300 % номинальной Поршневые насосы и компрессоры, прессы 2,5. 3,0

1. Зубчатые муфтыподбирают по передаваемому моменту по формуле

где К1 — коэффициент ответственности; К2 — коэффициент условий работы; К3 — коэффициент углового смещения.

2. Предохранительную муфту со срезным штифтом рассчитывают по предельному моменту

где К— коэффициент перегрузки.

Основные элементы муфт рассчитывают следующим образом.

Расчетный разрушающий момент

где Мпр — предельный момент; Мmax наибольший момент, передаваемый при нормальной работе. Таким образом:

Диаметр штифта определяют из расчета на срез:

где Q — поперечная сила, равная ; Ас — площадь среза штифта, Ac=πd 2 /4; dш расчетный диаметр штифта, ; z — число штифтов; τв — предел прочности на срез; R= D/2; D— диаметр окружности расположения штифта.

Расчет втулочной муфты со штифтовым соединением

3.1 Проверка на кручение, как вал кольцевого сечения

МПа; где — момент сопротивления;

D, d – наружный и внутренний диаметр втулки;

Мр расчетный вращающий момент; М— номинальный передаваемый момент, Нм;

k – коэффициент режима работы, равный 1,5-2,5;

Штифты проверяют на срез по двум плоскостям среза

МПа где dср – средний диаметр штифта;

3. Расчет втулочной муфты со шпонкойпроверяют на кручение как вал кольцевого сечения

МПа где мм; t – глубина шпоночного паза; А – площадь, ограниченная средней линией поперечного сечения втулки ;

Допускаемое напряжение на кручение принимается равным

4. Расчет фланцевой муфты проводится по проверке напряжений в болтах при соединении полумуфт.

4.1 Если болты поставлены с зазором, то их проверяют на растяжение:

р МПа F1 усилие, растягивающее болт: d1 утренний диаметр болта; D0 – диаметр окружности по центру болтов; z – число болтов; f – коэффициент трения, f=0.1

4.2 Если болты поставлены без зазора, то их проверяют на срез:

МПа

где d – наружный диаметр болта

Кинематические схемы

При изучении работы различных станков, механизмов, при их наладке или ремонте, при монтаже электрического оборудования нередко требуется уяснить принципиальную связь между элементами монтируемого устройства без уточнения его конструктивных особенностей. Для этой цели предназначаются различные схемы: кинематические, гидравлические, электрические и другие.

Кинематические схемы отображают связь и взаимодействие между подвижными элементами устройства, гидравлические – показывают систему управления посредством жидкости, а электрические схемы поясняют принцип работы и взаимосвязь между элементами электрического устройства.

Принципиальная кинематическая схема — это такая схема, на которой показана последовательность передачи движения от двигателя через передаточный механизм к рабочим органам машины или инструментам, а также дают возможность судить о способах их регулирования, контроля, управления ими (например, шпинделю станка, режущему инструменту, ведущим колёсам автомобиля и др.) и их взаимосвязь.

На кинематических схемах изображают только те элементы машины или механизма, которые принимают участие в передаче движения (зубчатые колёса, ходовые винты, валы, шкивы, муфты и др.) без соблюдения размеров и пропорций

Выполняются кинематические схемы в соответствии с ГОСТ 2.703—68. На кинематической схеме показываются все кинематические элементы изделия, отражаются кинематические связи механического и немеханического типа между различными элементами и группами элементов изделия, показывается связь механизма с двигателем.

Элементы кинематических схем обозначаются условно по ГОСТ 2.770—68. К кинематическим элементам относятся валы, оси, подшипники, муфты, тормоза, шкивы, зубчатые колеса, червячные передачи и т. п.

Перед методикой обучения чтению схем стоят следующие основные задачи:

1) Знание назначения схем;

2) Знание обозначения отдельных элементов схем;

3) Знание видов соединения этих элементов между собой.

Знание условных обозначений и правил их применения необходимо, но этого недостаточно для чтения схем.

Чтобы читать схему, нужно обладать определенными для каждого конкретного случая знаниями из раздела «Детали машин». Кроме того, нужно знать порядок, в котором надлежит читать схемы.

Рассмотрим кинематическую схему передачи вращения от электродвигателя до вала ленточного транспортера

1- электродвигатель; 2- муфта; 3- клиноременная передача; 4- входной вал редуктора; 5- подшипник; 6- зубчатая передача; 7- цепная передача; 8- вал ; 9- корпус редуктора

Чтение схемы механизма: вал электродвигателя 1 соединен муфтой с ведущим шкивом клиноременной передачи. Ведомый вал клиноременной передачи установлен на входном валу двухступенчатого зубчатого редуктора. На выходном валу редуктора установлена звездочка цепной передачи. Ведомая звездочка цепной передачи установлена на валу ленточного транспортера.

Определим число оборотов на валу ленточного транспортера поз. 8

Число оборотов электродвигателя n1=750 об/м;

Передаточное отношение клиноременной передачи u1=3;

Передаточное отношение первой спупени зубчатой передачи редуктора u2=2;

Передаточное отношение второй спупени зубчатой передачи редуктора u3=2,5;

Передаточное отношение цепной передачи u4=2;

Определим общее передаточное отношение

Определим число оборотов на валу ленточного транспортера

об/м

Рассмотрим кинематические схемы

Кинематическая схема передачи вращения от электродвигателя через ременную передачу на двухступенчатый редуктор

1- электродвигатель; 2- клиноременная передача; 3- вал; 4- подшипник; 5- зубчатая передача; 6- корпус редуктора

Кинематическая схема передачи вращения от электродвигателя через ременную передачу на червячный редуктор, на выходном валу которого установлена ведущая звездочка цепной передачи

1- электродвигатель; 2- клиноременная передача; 3- входной вал червячного редуктора; 4- подшипник; 5- корпус редуктора 6- червяк; 7- червячное колесо; 8- цепная передача

Кинематическая схема передачи вращения от электродвигателя через открытую цилиндричекую зубчатую передачу на открытую коническую зубчатую передачу

1- электродвигатель; 2- открытая зубчатая передача; 3- вал; 4- подшипник; 5- коническая зубчатая передача; 6- корпус открытого редуктора

Соединения деталей машин

В процессе изготовления механизма, некоторые детали соединяют между собой, при этом образуются неразъемные или разъемные соединения.

Неразъемные – соединения, которые невозможно разобрать без разрушений или повреждений деталей. Это заклепочные, сварные, клеевые соединения, посадки с натягом.

Разъемные – соединения, которые можно разбирать или вновь собирать без повреждения деталей. Это резьбовые, шпоночные, шлицевые соединения.

Неразъемные соединения деталей машин. Типы соединений деталей машин

Различают следующие типы

соединений: Соединения с гарантированным зазором (рис.138а), соединения по переходным посадкам (рис.138б), соединения с гарантированным натягом (рис.138в).

Наружные (охватываемые) элементы называются «валом», а внутренние (охватывающие) называются «отверстием». Любая наружная поверхность, независимо от геометрической формы –«вал», любая внутренняя – «отверстие». При этом не следует термин «вал» отождествлять с геометрической формой детали – цилиндром.

Соединения с гарантированным зазором

рис.139 Посадка с зазором (рис.139) 40Н7/f7; где 40 – номинальный размер, общий для отверстия и вала; Отверстие: 40Н7 – 400 +0.025 ;EI=0; ES=+0.025мм; Dmin = 40мм, Dmax=40+0.025=40.025мм TD=40.025 — 40=0.025мм; Вал: 40f7 – 40-0.05 –0.025 ; ei = — 0.05мм; es = -0.025мм; dmin= 40-0.05 = 39.95мм; dmax= 40-0.025 = 39.975мм; Td = 39.975-39.950 = 0.025мм;

Соединение — гарантированный зазор

Smax= 40.025 — 39.950 = 0.075мм; Smin= 40-39.975 = 0.025мм;

TS = 0.075-0.025 = 0.050мм;

Соединение по переходным посадкам

рис.140 Посадка переходная (рис.140) Ø40Н7/k6; где Ø40 – номинальный размер, общий для отверстия и вала; Отверстие: Ø40Н7 – 400 +0.025 ;EI = 0; ES = +0.025мм; Dmin= 40мм, Dmax=40+0.025 = 40.025мм TD=40.025-40=0.025мм; Вал: Ø40k6 – 40+0.002 +0.018 ; ei = +0.002мм; es=+0.018мм; dmin=40 + 0.002 = 40.002мм; dmax= 40 +0.018 = 40.018мм; Td = 40.018 — 40.002 = 0.016мм

Соединение – по переходным посадкам

Наибольший зазор S max=40.025 –40.002=0.023мм;

Наибольший натяг: Nmax= 40.018

Дата добавления: 2020-04-12 ; просмотров: 1262 ; ЗАКАЗАТЬ НАПИСАНИЕ РАБОТЫ

Добавить комментарий

Ваш адрес email не будет опубликован. Обязательные поля помечены *