Детали машин 4 (стр. 6 из 9)

d^m×N = C₁, N = C_З×L× 10⁶, L – число миллионов оборотов подшипника за срок службы, С_З – коэффициент, определяемый кинематикой движения подшипника. L = (C/F)^P, F – эквивалентная динамическая нагрузка; С – динамическая грузоподъемность, которую подшипник может выдержать в течении 1 млн. оборотов; p – степенной показатель, равный половине показателя степени в уравнении кривой усталости, т.е. p=m/2.

Подшипник одновременно может быть нагружен осевой и радиальной нагрузками, поэтому подбор подшипников проводят по эквивалентной нагрузке: C_ТРЕБ = L^1/p×F_R£C_R (по каталогу).

Различают динамический и статический режим нагружения подшипника.

Под статической грузоподъемностью понимают такую статическую нагрузку, при которой соответственно общая остаточная деформация тел качения и колец в наиболее нагруженной точке контакта равна 0,0001 диаметра тела качения.

Долговечность или ресурс работы подшипника выражается как

L_h = 10⁶× L / 60n, L_ТР = 60L_h / 10⁶.

Гамма -процентный ресурс – 90% должны проработать без проявления признаков старения (усталости)

Определение эквивалентной динамической нагрузки

Эквивалентная динамическая нагрузка – условная постоянная нагрузка, при которой обеспечивается та же долговечность, которую подшипник имеет при реальной нагрузке.

Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка F_R для радиальных шариковых и радиально-упорных шарико- и роликоподшипников F_RЭ = (X×V×F_r + Y×F_a)×K_Б×K_T, где

F_r – действующая радиальная нагрузка;

F_a – расчетная осевая нагрузка. Для радиальных шарикоподшипников это действительная осевая нагрузка F_X;

X, Y – коэффициенты радиальной и осевой нагрузки, V – коэффициент вращения;

К_Б – коэффициент безопасности, учитывающий характер нагрузки;

К_Т – температурный коэффициент

Для радиальных роликовых подшипников F_RЭ = F_r×V×K_Б×K_T. Эквивалентная динамическая нагрузка для упорных шарико- и роликоподшипников F_aЭ = F_X×K_Б×K_T

Определение расчетной осевой

нагрузки

Приложенная к радиально-упорному подшипнику радиальная нагрузка вызывает появление осевой составляющей F_E, величина которой зависит от угла контакта £. F_e для шарикового радиально-упорного подшипника равна F_e=eF_r, а для роликового F_e = 0,83 Fr. Параметр осевой нагружения характеризует степени влияния осевой нагрузки на грузоподъемность подшипника. Опорная база подшипника

h = 0,5 × (T + (d+D)/2 ×tg£). Для конических роликовых h = 0,5T + (d+D)/6 ×e

Порядок определения нагрузки

Определяют алгебраическую сумму всех осевых сил на подшипник. При этом со знаком «+» берут все силы, уменьшающие зазор в подшипнике, со знаком «– » его увеличивающие.

Если сила меньше или равна 0, то F_A на этот подшипник равна осевой составляющей от его радиальной нагрузки.

Если сумма >0, то F_A равна алгебраической сумме внешних осевых сил и осевой составляющей радиальной нагрузки противоположного подшипника.

Подбор подшипника при переменных нагрузочных режимах

Подшипники, работающие при переменных нагрузках и частотах вращения проверяют по приведенной динамической нагрузке, которая для радиальных шариковых и радиально-упорных шариковых, а также роликовых подшипников равна F_R = (XVF_r + YF_a) ×K_Б×K_T×K_H при F_a / ÖF_r > e и

F_R = VF_r×K_Б×K_T×K_Hпри Fa / ÖF_r£ e

Если осевая сила не влияет на величину расчетной нагрузки, то X=Y=1

Для радиальных роликовых подшипников F_R = VF_r×K_Б×K_T×K_H

Для упорно-радиальных

F_A = (XF_r + YF_a)×K_Б×K_T×K_H

Для упорных подшипников

F_A = F_X× K_Б×K_T×K_H

L – число млн. оборотов.

Подбор подшипников по статической грузоподъемности

В шариковых и роликовых подшипниках статическая нагрузка определяется как F₀ = X₀×F_r + Y₀×F_a или F₀ = F_r, где X₀, Y₀ – коэффициенты радиальной осевой статической нагрузки.

При подборе должно выполняться условие F₀£C₀

Для радиальных шариковых F₀ = F_r

Для упорных F₀ = F_X

РЕМЕННЫЕ ПЕРЕДАЧИ

Достоинства:

1. простота изготовления

2. лучшая вибро-пассивность

3. малый шум

4. могут служить предохранительным звеном

5. допускают бесступенчатое регулирование

6. обладают хорошими амортизирующими и демфирующими свойствами

7. возможность больших межосевых растояний

8. универсальность расположения валов и их количество в передаче

9. может одновременно выполнять функции муфты сцепления.

Недостатки:

1. большие габариты

2. малый КПД

3. малая долговечность

4. большие эксплуатационные расходы

5. непостоянство передаточного отношения.

Виды ременных передач

Относятся к передачи трением с гибкой связью. Состоит из 2-х или более шкивов и гибкой связи. Гибкой связью служит ремень прямоугольного, трапециидального или круглого сечения.

Различают виды ременных передач:

1. плоскоременные

2. клиноременные

3. многоклиновые

4. поликлиновые

5. круглоременные

Типы ременных передач

1. Открытая

2. Перекрестная

3. Полуперекрестная

Способы натяжения ремня

Для обеспечения необходимой силы трения между ремнем и шкивами ремень должен быть натянут. Существуют следующие методы:

1. за счет упругости ремня

а) укорочение прошивки

б) перемещение ведущего шкива, который расположен на валу электродвигателя, для чего электродвигатель ставят на салазки.

2) Автоматически

а) с помощью натяжного ролика, а также пружиной или грузом, воздействующим на качающийся ролик.

б) реактивным моментом, действующим на качающуюся сторону

Виды ремней

I. Плоские ремни. Применяют 2-х типов:

– прорезиненные бумажные и кожаные

– слойные сдвоенные

II. Клиновые ремни

Нагрузочная способность выше, чем у плоскоременных. Бывают 3-х видов:

– нормальные b_p/h = 1,4

– узкие b_p/h = 1

– широкие или вариаторные ремни

b_p/h = 2…4

III. Многоклиновые

IV. Поликлиновые

Имеют клиновые ребра, работающие в канавках шкива.

V. Круглоременные ремни

Применяют для пространственных передач при нескольких ведомых шкивах.

Геометрия клиноременной передачи

d₁, d₂ – диаметры ведущего и ведомого шкивов, £₁, £₂ – углы обхвата на шкивах, g – угол наклона ветви ремня к оси центра, а – межосевое расстояние.

£_1,2 = 180 ± 2g, «+» для большего, «–» для меньшего. g= arcsin[(d₂ – d₁) / 2a]

a_min =0,55 ×(d₂+d₁)+h, где h – высота сечения ремня

a_max = 2(d₂+d₁)

Силы и напряжения в ремне

1. Силы растяжения F₁ и F₂

2. Напряжение изгиба на шкивах (на ведомом меньше)

3. Напряжение, вызываемое силой предварительного натяжения F₀= F_t = 2T₁ / d₁, d₀ = F₀ / A. Для плоскоременной передачи A = b×d, для клиноременной A = A₁×z, где b – ширина ремня, d – его толщина, A₁ – площадь сечения 1-го клиноременного ремня, z – число ремней