Студопедия КАТЕГОРИИ: АвтоАвтоматизацияАрхитектураАстрономияАудитБиологияБухгалтерияВоенное делоГенетикаГеографияГеологияГосударствоДомЖурналистика и СМИИзобретательствоИностранные языкиИнформатикаИскусствоИсторияКомпьютерыКулинарияКультураЛексикологияЛитератураЛогикаМаркетингМатематикаМашиностроениеМедицинаМенеджментМеталлы и СваркаМеханикаМузыкаНаселениеОбразованиеОхрана безопасности жизниОхрана ТрудаПедагогикаПолитикаПравоПриборостроениеПрограммированиеПроизводствоПромышленностьПсихологияРадиоРегилияСвязьСоциологияСпортСтандартизацияСтроительствоТехнологииТорговляТуризмФизикаФизиологияФилософияФинансыХимияХозяйствоЦеннообразованиеЧерчениеЭкологияЭконометрикаЭкономикаЭлектроникаЮриспунденкция |
Проверка долговечности подшипников
Для проверки долговечности подшипников первоначально определяют реакции в опорах ведущего и ведомого валов. 1. Действующие на вал нагрузки определяются типом передачи [13]. Цилиндрическая передача с наклонными зубьями Окружная сила Ft = 2Т1 / d1, Радиальная сила Fr = Ft tg α / Cosβ , Осевая сила Fa = Ft tg β Цилиндрическая передача с прямыми зубьями Окружная сила Ft = 2Т1 / d1, Радиальная сила Fr = Ft tg α , Коническая передача Окружная сила на шестерне Ft = 2Т1 / dср1, Радиальная сила Fr = Ft tg α Cosδ1 , Осевая сила Fa = Ft tg α Sin δ1 При этом радиальное усилие на шестерне равно осевому усилию на колесе и осевое усилие на шестерне равно радиальному усилию на колесе. Червячная передача Окружная сила на червяке Ft1 = 2Т1 / d1, Окружная сила на колесе Ft2 = 2Т1uη / d2, где u – передаточное число, η=0,7-0,85 – КПД передачи Радиальная сила Fr = Ft1 tg α , Осевая сила Fa1 = Ft2 и Fa2 = Ft1 Нагрузка на вал от натяжения цепной передачи SЦ =kB Ft Коэффициент нагружения вала при угле наклона цепи менее 400 равен kB =1,15, а при угле более 400 - kB =1,05. Изгибающая вал нагрузка от натяжения ременной передачи SP = 2S0 Sin α0 /2 где S0 – усилие первоначального натяжения ремня, α0 – угол обхвата малого шкива. Для плоских ремней S0 = σ0F где σ0 = 1,8 Н/мм2 - напряжения в ремне от первоначального натяжения (при наличии автоматического натяжения σ0 = 2,0 Н/мм2). F – площадь поперечного сечения ремня Для клиновых ремней S0 = σ0Fz где σ0 = 1,2-1,5 Н/мм2 - напряжения в ремне от первоначального натяжения, z – количество ремней в передаче. 2. Реакции опор находятся по методике сопротивления материалов. Расстояния между опорами и нагрузками, действующими на элементы передачи (l1 , l2 , l3) определяются из первого этапа компоновки редуктора. Например, для ведущего вала цилиндрической косозубой передачи (на входе установлена муфта): в плоскости xz Суммарные реакции находятся по зависимостям: , Ведомый вал испытывает такие же нагрузки, как и ведущий. Дополнительно на него действует нагрузка от внешней передачи. Составляющие этой нагрузки в случае передачи с гибкой связью равны: FBx = FB sin γ , FBy = FB cos γ где FB – изгибающая вал нагрузка от цепной (SЦ ) или ременной (SP) передачи , γ – угол расположения передачи. Если внешняя передача – винтовая, то на вал будет действовать момент винтовой пары, а если зубчатая - то силы Ft, Fr, Fa. Реакции опор в случае цилиндрической косозубой передачи находятся по зависимостям: Суммарные реакции: , При определении реакций в опорах вычерчиваются схемы приложения нагрузок к валу в двух плоскостях и строятся эпюры изгибающих и вращающих моментов. При этом желательно располагать эпюры сразу за соответствующими расчетами. Примеры характерных эпюр для ведущего и ведомого валов для различных передач приведены на рис. 10.1 – 10.4. Т1 Ft Fr Т2 Z FB Y X Ft Fr
RX1 RX2 RX3 RX4 XOY
ZOY RY1 RY2
RY3 RY4
MK
MK
а б Ft Fr T2 FB
RX3 XOY RX4 RY3 RY4
MK в Т1 Ft Fr Т2 Z Fa FB Y X Fa Ft Fr
RX1 RX2 RX3 RX4 XOY
ZOY RY1 RY2
RY3 RY4
MK
MK
а б Ft Fr T2 Fa FB
RX3 XOY RX4 RY3 RY4
MK
в
Т1 Ft Fr Т2 Z Fa FB Y Fa X Ft Fr
RX1 RX2 RX3 RX4 XOY
ZOY RY1 RY2
RY3 RY4
MK
MK а б Рис. 10.3 Эпюры изгибающих и вращающих моментов в конической передаче а – ведущий вал, б – ведомый вал
Т1 Ft Fr Т2 Z Fa FB Y Fa X Ft Fr Fa
RX1 RX2 RX3 RX4 XOY
ZOY RY1 RY2
RY3 RY4
MK
MK а б
Рис. 10.4 Эпюры изгибающих и вращающих моментов в червячной передаче а – червяк (ведущий вал), б – колесо (ведомый вал) 3. Проверка долговечности подшипников осуществляется по статической С0 и динамической С грузоподъемности. Подшипники подбирают по наиболее нагруженной опоре для ведущего и ведомого валов. Предварительно подшипники были выбраны на этапе первичной компоновки редуктора по диаметрам соответствующих шеек валов. Эквивалентная нагрузка, действующая на подшипник, в общем случае находится по формуле:
Fэ =(XVFr + YFa )Кб Кт,
Кинематический коэффициент V = 1, если вращается внутреннее кольцо, и V = 1,2, если внутреннее кольцо неподвижно; X – коэффициент радиальной нагрузки, Y – коэффициент осевой нагрузки; Кб – коэффициент безопасности (динамичности); Кт - температурный коэффициент. Величина коэффициентов Кб и Кт находится по табл. 10.1 и 10.2 [13].
Таблица 10.1 Значения коэффициента безопасности в зависимости от условий работы подшипника
Таблица 10.2 Температурный коэффициент в зависимости от температуры подшипникового узла
Для радиальных и радиально-упорных подшипников с углом контакта меньшим или равным 150, определяют отношение Fa / C0 ; согласно этой величине по каталогу подшипников соответствует е =0,23. Если угол контакта превышает 150, коэффициент е находят по отношению Fa / VR. При выборе подшипников следует стремиться к минимизации угла контакта. По подшипниковым таблицам определяют Х и Y. Затем проверяют выполнение условия Fa / Fr > e (1) или Fa / Fr < e (2). В зависимости от результата находят эквивалентную нагрузку. Если выполняется условие (1), то расчет ведут по выражению:
Fэ=(XVFr+YFa)КбКт. Если выполняется условие (2), по упрощенному выражению
Fэ=XVFrКбКт.
В дальнейшем подшипники подбираются по наиболее нагруженной опоре для ведущего и ведомого вала. Расчётная долговечность подшипника в часах: Lh = L106 / 60n . Рекомендуемые значения расчетной долговечности подшипников приведены в табл. 10.3 [13]. Таблица 10.3 Рекомендуемые для различных объектов значения расчетной долговечности подшипников Lh
Следует учитывать, что для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 .
|
||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||||
Последнее изменение этой страницы: 2018-04-12; просмотров: 255. stydopedya.ru не претендует на авторское право материалов, которые вылажены, но предоставляет бесплатный доступ к ним. В случае нарушения авторского права или персональных данных напишите сюда... |