Пиши Дома Нужные Работы

Обратная связь

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
Rx1 = Rx2 = Ft / 2 ;
в плоскости yx
Ry1 = (Fr l1 + Fa d1/ 2) / 2l1;
Ry2 = (Fr l1 – Fa d1 /2) / 2l1 =
При проверке должно выполняться условие:
Ry1 + Ry2 – Fr = 0.

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:
В плоскости xz
Rx3 = (Ftl2 – FBxl3) / 2l2 .
Rx4 = [Ftl2 + FBx(2l2 + l3) / 2l2
Ry3 = (Ftl2 – Fа d2 /2 + FBxl3) / 2l2 .
Ry4= (- Ftl2 – Fа d2 /2 + F( 2l2 + l3).
Проверка: Rу3 + FBy – (Fr + Rу4) = 0

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

           
 
   
 
   
Рис. 10.1 Эпюры изгибающих и вращающих моментов в цилиндрической прямозубой передаче а – ведущий вал, б – ведомый вал (сила на внешней передаче совпадает по направлению с Ft) в – ведомый вал (сила на внешней передаче противоположна по направлению с Ft)  
 


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

           
 
   
 
   
Рис. 10.2 Эпюры изгибающих и вращающих моментов в цилиндрической косозубой передаче а – ведущий вал, б – ведомый вал (сила на внешней передаче совпадает по направлению с Ft) в – ведомый вал (сила на внешней передаче противоположна по направлению с Ft)  
 


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.
Из каталога подшипников для данного типа выбирают величины
С, С0 .

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

 

Кб Условия работы (объекты использования)
Ленточные конвейеры
1-1,2 Прецизионные зубчатые передачи, металлорежущие станки (кроме строгальных и долбежных), электродвигатели малой и средней мощности, легкие электровентиляторы
1,3-1,5 Буксы рельсового транспорта, зубчатые передачи 7 и 8 степеней точности, редукторы всех типов
1,5-1,8 Центрифуги, энергетическое оборудование, мощные электродвигатели
1,8-2,5 Зубчатые передачи 9 степени точности, копры, кривошипно-шатунные механизмы, валки прокатных станов, мощные вентиляторы
2,5-3 Тяжелые ковочные машины, лесопильные рамы, рольганги блюмингов и слябингов

 

Таблица 10.2 Температурный коэффициент в зависимости от температуры подшипникового узла

Рабочая температура подшипника, 0С
Кт 1,05 1,1 1,15 1,25 1,4

 

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.


Расчётная долговечность подшипника в млн. оборотов определяется по соотношению:

В дальнейшем подшипники подбираются по наиболее нагруженной опоре для ведущего и ведомого вала.

Расчётная долговечность подшипника в часах: Lh = L106 / 60n .
Полученное значение сравнивается с установленным ГОСТ 16162-85.

Рекомендуемые значения расчетной долговечности подшипников приведены в табл. 10.3 [13].

Таблица 10.3 Рекомендуемые для различных объектов значения расчетной долговечности подшипников Lh

Тип машины Lh
Системы, используемые периодически, демонстрационная техника, бытовые приборы
Неответственные механизмы, используемые короткий промежуток времени, механизмы с ручным приводом, сельскохозяйственная техника, цеховые подъемно-транспортные машины, легкие конвейеры 4000 и более
Ответственные механизмы, работающие с перерывами, вспомогательные механизмы на силовых станциях, конвейеры на поточном производстве, лифты, редко используемые металлорежущие станки 8000 и более
Машины для односменной работы с неполной загрузкой, стационарные электродвигатели, редукторы общего назначения 12000 и более
Машины для односменной работы с полной загрузкой, машины общего машиностроения, подъемные краны, вентиляторы Около 20000
Машины для круглосуточной работы, компрессоры, насосы, судовые приводы, шахтные подъемники 40000 и более
Непрерывно работающие машины с высокой нагрузкой, энергетические установки, шахтные насосы 100000 и более

 

Следует учитывать, что для зубчатых редукторов ресурс работы подшипников может превышать 36000 ч (таков ресурс самого редуктора), но не должен быть менее 10000 .

 






ТОП 5 статей:
Экономическая сущность инвестиций - Экономическая сущность инвестиций – долгосрочные вложения экономических ресурсов сроком более 1 года для получения прибыли путем...
Тема: Федеральный закон от 26.07.2006 N 135-ФЗ - На основании изучения ФЗ № 135, дайте максимально короткое определение следующих понятий с указанием статей и пунктов закона...
Сущность, функции и виды управления в телекоммуникациях - Цели достигаются с помощью различных принципов, функций и методов социально-экономического менеджмента...
Схема построения базисных индексов - Индекс (лат. INDEX – указатель, показатель) - относительная величина, показывающая, во сколько раз уровень изучаемого явления...
Тема 11. Международное космическое право - Правовой режим космического пространства и небесных тел. Принципы деятельности государств по исследованию...



©2015- 2024 pdnr.ru Все права принадлежат авторам размещенных материалов.