Волновые передачи – Прикладная механика

Автономный редуктор, удовлетворяющий всем техническим характеристикам.

Несмотря на конструктивные вариации и принципиальные конструктивные различия редукторов общемашиностроительного применения, редукторы имеют одни и те же основные технико-экономические характеристики, а именно низкие периферийные скорости. Это отличает их от специализированных редукторов, созданных с учетом уникальных потребностей конкретных отраслей сельского хозяйства.

Внешние (потребительские) характеристики каждого типа редуктора описываются следующим образом:

– схема редуктора,

Передаточное число (частота вращения выходного вала),

Согласно выходному крутящему моменту,

Какова максимальная консольная нагрузка, которую может выдержать выходной вал?

какими параметрами обладает редуктор

Коэффициент полезного действия (COP) – это термин, используемый для описания эффективности.

Согласно ГОСТ 16162-86E, некоторые примеры редукторов, используемых в общих механических приложениях, следующие

– Цилиндрические двухступенчатые, одноступенчатые, с межосевым расстоянием 710 мм для низкоскоростной ступени;

– Цилиндрическая планета со спутниковыми осями радиусом 200 мм;

Конический одноступенчатый с номинальным диаметром наружного шага ведомого колеса 630 мм;

– цилиндрических размеров, которые имеют коническую форму и осевое расстояние низкоскоростной ступени не менее 250 мм;

– двухступенчатой червячно-цилиндрической конструкции с межосевым расстоянием 1 250 мм для тихоходной ступени.

Редукторы и мотор-редукторы общемашиностроительного применения классифицируются по ГОСТ 29076-91 следующим образом:

– вид применяемых передач (зубчатые, червячные или зубчато-червячная);

– количество этапов (один этап, два этапа и т. д.).

– пространственное соотношение между геометрическими осями входного и выходного валов (горизонтальная, вертикальная);

– тип передачи (цилиндрическая, коническо-цилиндрическая и т.д. );

– способ установки редуктора (на монтажных лапах, на плите или с фланцем со стороны входа/выхода);

– количество концов выходного вала, расположение оси выходного вала относительно плоскости основания и оси входного вала (боковое, верхнее).

– особенности кинематической схемы (складная, коаксиальная с разделенной ступенью и т.д.).

Вид и конфигурация передач (ступеней) редуктора определяют его тип и конструкцию.

Одноступенчатая зубчатая передача является самым основным типом (рис. Редукторы используются при небольших передаточных числах (т.е. обычно e = 6,3) и являются цилиндрическими или кольцевыми на управляемых валах.

Наиболее распространены двухступенчатые цилиндрические редукторы (1.1, b) (их востребованность составляет 65%). Они характеризуются числами u = 8,40.

Могила.1.1.tarde Gear Boxes

Редукторы с тремя ступенями (рис. используются для больших передаточных чисел (см. 1.1). Однако планетарные редукторы меньшего размера имеют тенденцию занимать их место.

Когда высокоскоростные валы должны быть перпендикулярны друг другу, используются конические редукторы. Такие редукторы обычно имеют передаточное число 6,3 u6-3. При u = 12,5 используются конические цилиндры (рис. 1, i).

Редукторы с раздвоенной ступенью быстрого хода используются для повышения производительности тихоходных ступеней (T), испытывающих наибольшую нагрузку. Обе пары шестерен высокоскоростной ступени выполнены косозубыми, причем одна пара – справа, а другая – слева, для создания равномерной нагрузки на них. Расположение шестерен низкоскоростного вала симметрично. В данном случае деформация вала (T) не приводит к заметной концентрации нагрузки по длине зубьев. Это хорошее явление. На 20% более простая схема показана на рис. 1.1, в (рис. 1.1)

Коаксиальные передачи (рис. 1.1, е) используются для укорочения корпуса или других элементов конструкции привода.

Мотор-редукторы – это компактные устройства, в которых двигатель и редуктор объединены вместе. В большинстве случаев мотор-редукторы имеют зубчатые колеса. Они менее экономичны, чем тихоходные двигатели, и имеют более высокий КПД. Но из-за сложности конструкции мотор-редукторы используются редко.

Наиболее распространены червячные редукторы с одной ступенью. u = 8,63 – диапазон передаточных чисел. Двухступенчатые червячные редукторы или комбинированные редукторы используются при больших значениях “u”. Расположение червяка и колеса, используемое для создания редукторов, выглядит следующим образом:

– используется при окружных скоростях червяка V=5 м/c; смазка вводится путем погружения червяка; высокая передача мощности по тепловому критерию. – нижнее расположение червяка (под колесом).

При погруженном в воду колесе в скоростных передачах используются подвесные червяки (червяк над колесом).

– червяк, соединенный с колесом горизонтальной осью (рис. 1.2, а).

– червяк, прикрепленный к боковой части колеса и имеющий вертикальную ось. Горизонтальная ось колеса изображена на рисунке 1 (рис.1.2, г).

Из-за сложности смазывания подшипников горизонтального вала две другие конструкции имеют лишь ограниченное применение.

В зависимости от положения червяка в редукторе существует три варианта, показанных на рис.1.2: a) с верхом; b c) и d).

Большие передаточные числа возможны при небольших размерах с помощью планетарных и волновых редукторов.

Заглавные буквы русского алфавита представлены простыми мнемониками: Ц – цилиндрическая, П – планетарная, К – коническая, Ч – червячная. Цифра обозначает количество одинаковых шестерен. В горизонтальной плоскости оси валов не обозначаются. Индекс B добавляется к обозначению типа, если все валы расположены в одной вертикальной плоскости. быстро или медленно движется ось, T.

Для обозначения мотор-редукторов к передней части добавляют букву М. Горизонтальные оси вращения валов находятся на одинаковом вертикальном расстоянии от центров масс двигателя и редуктора, например, МЦ2СВ обозначает мотор-редуктор с двухступенчатой соосной цилиндрической передачей. Поскольку B не является индексом (заглавной буквой), она пишется рядом с MSK2.

Условное обозначение редукторов состоит из типа редуктора и основного параметра тихоходной ступени. Для цилиндрических, червячных глобоидных передач основным параметром является межосевое расстояние, для планетарных передач – радиус водила, а для волновых передач – внутренний диаметр гибкого колеса в ненапряженном состоянии.

Передаточное число и форма вала указаны в конце версии. Ц-160-4 – одноступенчатый цилиндрический редуктор с передаточным числом 4 и межосевым расстоянием 160 мм.

В данном варианте сборки цилиндрического редуктора используется ТУ 2.056.218-83 для коническо-цилиндрического вала и ГОСТ 20373-80 для червячного.

Четырехполюсные двигатели, как правило, использовались в редукторах для общего машиностроения.

Первичные параметры редукторов устанавливаются при номинальной частоте вращения высокоскоростного двигателя, nb = 1500 мин-1, в соответствии с ГОСТ 16162-86Е. Для использования редукторов при nb=3000 мин-1 окружная скорость зубчатых колес должна быть не более 16 м/с.

В зависимости от конфигурации двигателя и рабочего вала приводимой машины выбирайте горизонтальный или вертикальный вариант.

На единой раме установлены двигатель и трансмиссия.

Рис.1.3. В конструкции новой системы предусмотрен новый корпус редуктора под названием KC1.

Крышки новых редукторов имеют горизонтальные верхние поверхности и гладкие основания корпуса с утопленными ножками.

Преимущества новых корпусов коробок передач заключаются в следующем:

1. Срок хранения масла увеличивается по мере роста его объема.

2. как можно исключить фланцы, которые являются основной причиной неплоскостности.

3. Большие ребра жесткости и крышки на корпусе улучшают его виброакустические характеристики.

4. меньшее коробление по мере старения кузова, что предотвращает утечку масла.

5. Отказы собак уменьшились под воздействием более сильных утопленных лап.

6. упрощение дренажа скоплений масла в подшипниковом узле.

7. Увеличение длины оси вала может быть использовано для повышения точности позиционирования вала.

8. Простая обработка наружной поверхности.

9. Головка стяжных винтов корпуса не имеет цековки.

10. Обеспечение требований технической эстетики.

План конференции

1. Общая информация.

2. Вождение ремней.

3. сравнение клиновой передачи и плоского ремня.

4. Кинематические и геометрические параметры натяжения ремня.

5. напряжения и силы в регионе.

Общая информация

Фрикционная передача с гибким соединением называется ременной передачей.

На рисунке 5.1 изображена ременная передача, состоящая из приводного шкива и ведущего шкива. В качестве гибких звеньев используются прямые, V-образные и поликлиновые ремни.

Силы трения между ремнями и шинами являются основой механизма ременной передачи. Наличие предварительного натяжения ремней является одним из основных требований к работе передачи.

На рисунке 5.1 показана схема ременной передачи.

Преимущества :

1. Простота дизайна и удобство использования.

2. когда мощность передается на определенное расстояние.

3. Гладкость и шумность работы

4. защита от перегрузки в результате проскальзывания.

5. Маленькая смазка и недорогая.

6. Эластичность ремня позволяет уменьшить удары, толчки и вибрации.

Потерял:

1. Крупные габариты.

2. Эластичность ремня может способствовать изменчивости передаточного числа.

3. Наличие долговременного устройства.

4. большая нагрузка на валы и опоры.

5. Срок службы ремня короткий (2000-3000 часов.) ).

На приводных станциях используются ременные передачи для минимизации габаритов.

Классификация

1. Клиновые ремни, зубчатые ремни и клиновые ремни различают по форме поперечного сечения.

2. угловые, открытые и полукрестовые передачи.

Передача

Ремни силовой передачи должны быть прочными, гибкими и износостойкими. Наиболее распространенными являются резинотканевые ремни и ремни из синтетических материалов.

На рисунке 5.2 показано, как изготавливается ремень.

Плоские ремни типа А изготавливаются из высокопрочной ткани Belting 820 и используются для скоростей до 30 м/с. Они состоят из нескольких слоев прокладок 1 (рисунок 5.2). Высокая износостойкость, высокий коэффициент трения и защита от влаги – все это характеристики резиновых прокладок и чехлов. Тканевые прокладки обеспечивают долговечность и прочность. Для изготовления плоских ремней используется рулон нужной ширины.

Распорки с послойной обмоткой составляют ленту типа B (рисунок 5.2, b). Эти ленты используются при скоростях 20 и 15 м/с.

С помощью клиновых ремней достигается скорость до 30 м/с. Существуют обычные и узкие ремни. Они состоят из прорезиненной тканевой обмотки 3 и корда 1, вулканизированного в резину (рис. 5.2, г). Корд ремня, расположенный в нейтральном слое, выполняет функцию тягового элемента. Применяются также ремни из корда. Площадь поперечного сечения клиновых поясов стандартизирована и бывает разной (рис. 5.2, д): тип О. А-В-1 или В-2 в форме прямоугольника с прямоугольным отверстием для шнуров диаметром 1-6 мм; размер типа 2x1x6 = 3 x 6 см2; длина пояса 4 м при ширине 5-7 см: это позволяет использовать широкий пояс длиной 50-100 м без применения дополнительных ремней на концах.

Предварительное натяжение ремня с силой F0 необходимо для создания силы трения (рисунок 5.4, а). На величину , ветви ремня будут удлиняться.

Диаграмма нагрузки ременного привода показана на рисунке 5.4.

Ведущая и ведомая ветви ремня испытывают перераспределение натяжения во время работы.

Уравновешенность шкива относительно оси вращения

Откуда

Ft = 2T1 / d1. где окружная сила шкива задается f=2T1-d-1.

Поскольку удлинение рабочей ветви уравновешивается равным укорочением холостой ветви во время работы ременной передачи, геометрическая длина ремня не изменяется.

Отсюда

Объединив уравнения (5.13) и 5.15, получаем

Эти уравнения показывают, как силы F1, F2 и ft зависят от силы трения. Уравнения Эйера и данное уравнение Эйлера совместимы.

База натурального логарифма e и коэффициент затяжки f для плоского ремня и клиноременной передачи соответственно.

Используя это уравнение, мы можем качественно оценить, как f и влияют на работу трансмиссии; чем выше эти параметры, тем больше тяговое усилие.

Когда ремень наматывается на шкивы, в приводе развиваются центробежные силы.

Где B – скорость движения ленты, A и – площадь поперечного сечения ленты.

Эта сила смещает ремень, уменьшает натяжение F0 и снижает тяговую способность передачи. Однако при скорости 20 м/с Fn оказывает значительное влияние на работу трансмиссии.

Опорное усилие увеличивается пропорционально натяжению ленты.

Иногда Fв 1, 2 или 3Ft.

Во время работы ременной передачи в поперечных сечениях ремня развиваются напряжения.

– напряжение от предварительного натяжения ремня

Для плоских ремней используются следующие значения давления: 1.5 МПа для клиновых ремней. ;

– Окружающая силовая стресс (полезно)

Центробежные силы создают напряжение от центростремительных сил

Которая представляет собой напряжение изгиба, определяемое законом Гука.

Где E – модуль упругости материала ленты, а T – толщина блока ленты.

Из этого уравнения следует, что соотношение между = m и D влияет на соотношение q/d.

Общее напряжение

В области вокруг приводного шкива ремни испытывают наибольшие нагрузки. Напряжение изгиба – это напряжение, которое оказывает наибольшее влияние на срок службы ремня и приводит к усталостному разрушению.

Тяговая способность является основным критерием пригодности ременных передач, поскольку она определяет, насколько надежно ремень будет сцепляться со шкивом и как долго прослужит.

Кривые скольжения и КПД используются для оценки тяговой способности ременной передачи. Эти кривые показывают, как соотносятся относительные коэффициенты скольжения q и к.п.д. Передача тяги измеряется коэффициентом тяги полезной нагрузки, который выражается в процентах.

Скольжение и к.п., рисунок 5.5 кривые ременного привода.

То, насколько ежедневное натяжение ремня полезно для передачи нагрузки, определяется коэффициентом тяги:

Кривые скольжения для всех типов ремней получены в экспериментальном исследовании путем измерения при 2 = 10 м/с и t1 = 1800. Увеличение полезной нагрузки Ft и, как следствие, коэффициента тяги при постоянном натяжении 2F0. Максимальная нагрузка на ремень и критический коэффициент тяги 0 относятся к пределу рационального использования ремня.

Коэффициент для круглых лент колеблется от 0,35 до 0,4.

Аналогичная зависимость существует между критическим коэффициентом тяги и максимальным зазором между лопастями, который составляет 0,93 – 0,98 для плоскоременных передач и 0,39 – 0,58 для клиноременных передач соответственно. к диаметру.

Расчеты долговечности выполняются в качестве проверки. Кривая усталости Веллера составляет основу уравнения.

Где NE – эквивалентное количество циклов нагрузки на ремень за срок службы, а m и C – экспериментально определенные константы.

Где 1 – скорость ремня, zsh – количество подшипников, Lh – срок службы ремня.

Для расчета долговечности ремня необходимы экспериментальные данные о параметрах кривой усталости резинотканевого материала. Поэтому он не применим ко всем разновидностям ременных передач.

Количество проходов ленты за единицу времени на практике измеряется чаще.

Где [U] означает количество разрешенных пробежек.

[ U] = 3 5 с-1 для плоскоременных передач и -10 для клиноременных передач. 15. Срок службы ременных передач составляет от 2000 до 3000 часов.

Из-за стандартизации площади поперечного сечения клиновых ремней и тяговой мощности.

Где Pp – расчетная мощность, P1 – передаваемая мощность на ведущем шкиве, а Cz – коэффициент, основанный на количестве ремней.

Поправочные коэффициенты используются для расчета расчетной мощности, передаваемой одним ремнем в проектируемой передаче для проектируемой передачи.

P0 – максимальная мощность; SL – коэффициент длины ленты; Cp – коэффициент режима.

В уникальной таблице записана номинальная мощность P0, передаваемая одной лентой с параметрами u = 1 и y = 11800 и нагрузкой 10 м/с.

Чтобы сбалансировать нагрузку, не должно быть более 6-8 ремней.

Лекция № 20 (2 часа)

Цепные передачи ЦЕПНЫЕ ПЕРЕДАЧИ

План конференции

1. Общая информация.
2. Цепи для приводных цепей.
3. Основные параметры цепных приводов.
4. Критерий работоспособности и расчет цепных передач.

Информация о Genel

Это гибкие зацепляющиеся шестерни. Цепь 4 соединяет ведомую звездочку 2 и ведущую звездочку 1 в трансмиссии (рисунок 6.1).

Рисунок 6.1: план передачи цепи

Преимущество:

– возможность передачи больших объемов данных на большие расстояния (до 8 метров);

– более компактная конструкция;

– отсутствие проскальзывания;

– минимальные силы, действующие на валы;

– возможность распространения движения среди нескольких звезд.

Потерял:

– износ шарниров цепи из-за недостаточной смазки, что удлиняет цепь;

– неравномерность хода;

– требование тщательной установки и ухода;

– более громкий шум, возникающий при соединении звеньев цепи;

– относительно высокая стоимость.

Они часто устанавливаются после редуктора на приводных станциях.

Классификация по классу

– по функциям: тяга и привод;

Цепи можно разделить на роликовые, втулочные и зубчатые.

Либо один ряд, либо несколько, в зависимости от числа рядов цепочки;

– по знаку передаточного числа;

– намеренно закрыт и открыт.

Цепочки для вождения

Роликовые, втулочные и зубчатые цепи служат основой для приводных цепей. Роликовые цепи (рис. 6.2), состоящие из отдельных звеньев, наименее популярны. Каждое звено состоит из двух внутренних 1 или внешних 2 пластин. Внутренние пластины поджимаются под вал 3, а внешние – под ролик 4, которые вместе образуют шарнир. Износ ускоряется из-за неплотного прилегания втулки к ролику 5.

Цепь с роликовым приводом, рисунок 6.2

При использовании роликовых цепей достигается скорость до 15 м/с. 2-, 3- или 4-рядные цепи (тип PR) с буквой p в m используются для более тяжелых грузов и более высоких скоростей.

В редких случаях рукавные цепи используются при скоростях до 1 м/с.

Зубчатые цепи передают больший вес, но они дороже и сложнее в изготовлении.

Эти факторы наиболее часто приводят к сбоям в работе цепной передачи:

– Шарниры изнашиваются, что приводит к нарушению зацепления цепи с зубьями звездочки и увеличению шага;

– трещины на пластинах, возникающие при обкатывании роликов звездочек;

– разрушение роликов и питтинг, вызванный износом;

– износ зубьев звездочек.

В соответствии с условиями работы, для расчета передач используются следующие факторы:

– влияние долговечности работы цепи на износостойкость шарниров звеньев цепи;

– усталостная прочность элементов цепи.

Вероятность соскальзывания звездочек со звездочки увеличивается по мере износа шарниров цепи (Рисунок 6.3).

Одним из требований к надежности цепей является трибологическая надежность цепных передач.

Где [q] – максимально допустимое давление, а q – давление в швах.

Рисунок 6.3 – Износ шарниров цепи

Давление на петли

Где Aon – площадь опорной поверхности сустава (Km = 1,7 и Ke = 1, 7), а Ft – окружная сила;

Kd – коэффициент влияния динамической нагрузки, а kn – показатель тока в цепи. Он учитывает значение угла наклона цепей между горизонталью и 90 градусами Цельсия для некоторых форм энергии, таких как электромагнитная энергия. В данном случае это будет либо 0, либо 1. При использовании специализированного оборудования, например, электродвигателя мощностью не менее 1000 Вт/ч или использовании дополнительной энергии без подзарядки для предотвращения износа механизма регулирования напряжения между двумя фазами цикла, время, необходимое для смазки звеньев цепи, сократится, что снизит стоимость ремонтных работ.

Шаг и частота ведущей звездочки определяют допустимое давление [q] в шарнирах.

Шаг цепи является расчетным фактором. Мы приводим следующее уравнение (6.8) для расчета площади проекции Aop: Площадь аппланации – Aop = (0,25 0,20)p2; 0,30 p2. Ft= 2T1 / d3 + pz1 – формула для окружной силы. Эти значения эквивалентны (6.8), если мы сделаем так.

Шаг цепи в стандартном ряду равен значению шага цепи.

По окончании испытания оценивается прочность компонентов схемы.

Fp – допустимое усилие разрыва цепи, а [s] = 10 35 – коэффициент безопасности.

Стены и валы

План конференции

1. Общая информация.
2. Расчетные нагрузки и методы расчета валов и осей.
3. Расчет жесткости осей и валов.

1. Общая информация

Вращательное движение является наиболее распространенным в современных машинах. Валы и оси используются для перемещения вращающихся компонентов в пространстве.

Вал – это компонент машины, используемый для передачи крутящего момента и поддержки установленных на нем компонентов (таких как шестерни и звездочки).

Ось – это компонент машины, который поддерживает детали, установленные на ней. Оси могут быть как подвижными, так и неподвижными (блочная ось).

Классификация осей и оси:

Прямой, криволинейной и гибкой геометрической формой.

Гладкий и шаг по дизайну;

В зависимости от того, является ли участок сплошным или полым.

Цапфы – это несущие элементы, используемые в конструкции валов (см. рисунок 7.1). Клинья и пятки, соответственно, – это названия концевых цапф (1 и 2). Детали (подшипники, муфты и т.д.) устанавливаются на установочные поверхности 3. Для четырех валов возможны как цилиндрические, так и конусообразные выходные концы. Буртики 6, пазы 7 или галтели, используемые для соединения ступеней валов, являются переходными зонами.

Рисунок 7.1 – диаграмма вала

Сталь 40ХНМ и 45ХГТ, углеродистая и легированная сталь, используется для валов и осей.

1. Расчетные нагрузки и методы расчета валов и осей

Прочность является основным критерием пригодности валов и осей для эксплуатации.

К валам и осям прикладываются сосредоточенные крутящие моменты и радиальные силы в обоих направлениях. Эти нагрузки могут быть переменными или постоянными.

В реальности используются следующие подходы к расчету вала:

– проектный (предварительный);

– проверочный (на статическую прочность);

Расчет на сопротивление усталости (уточненный).

Без учета напряжений изгиба конструктивный расчет валов производится в соответствии с уменьшенными допустимыми напряжениями кручения. Ниже приводится условие прочности.

T – крутящий момент, а d – диаметр вала.

Как называется диаметр вала?

Полученное значение d округляется до следующего большего числа в ряду Ra40. Расположение мест для сидения выбирается на основе выбранного значения d.

Она создается после расчета диаметров секций вала и разработки стратегии проектирования.

Расчеты статической прочности выполняются для предотвращения деформации и разрушения при кратковременных нагрузках, например, при запуске машины. Вы сможете рассчитать реакцию опор в горизонтальной и вертикальной плоскостях. Имеются нарисованные диаграммы для поперечных сил, изгибающих моментов и моментов кручения.

Энергетическая гипотеза прочности используется для расчета эквивалентных напряжений для опасных участков, поскольку валы одновременно работают на изгиб и кручение:

Где []max – максимально допустимое напряжение, а W neto и Wr.neto – осевой момент сопротивления сечения вала.

Вычисляются напряжения изгиба для оси. Значение коэффициента безопасности по пределу текучести должно быть не менее 1,5, t = t / si.

Расчет усталостной прочности. Опыт эксплуатации валов (в меньшей степени для осей) показывает, что основным видом разрушения является усталостное разрушение; данный расчет является основным в них.

Перед расчетом цикла напряжений (рис. 7.2) необходимо определить тип изменения касательных и нормальных циклов.

Симметричный цикл напряжений, рис. 7.2

В результате было обнаружено, что напряжения изгиба изменяются по симметричному циклу.

Согласно рисунку 7.2, б, напряжения кручения находятся в диапазоне от нуля до нуля.

Затем рассчитайте общий коэффициент усталостной прочности для каждого из изгибающих и крутящих моментов опасных секций, определенных по диаграммам:

Где [s] = 1,5, [sy] и [Sz] – индексы зависимости касательных напряжений, а [s] = 2,5 – допустимый коэффициент безопасности.

Пределы выносливости материала при изгибе или кручении с симметричным, стационарным циклом равны -1 и “”. когда амплитуда напряжения постоянна;

Эффективные коэффициенты концентрации напряжений при изгибе и кручении – K и K’, соответственно. Индекс напряжения в поперечном слое является масштабным фактором, а шероховатость поверхности зависит от kF.

1. Расчет валов и осей на жесткость.

На работу подшипниковых узлов, как правило, отрицательно влияют упругие деформации валов и осей. Поэтому прогибы или углы поворота характерных зацеплений должны рассчитываться при проектировании валов (осей) и соответствовать допустимым значениям для таких конструкций: трение между лопастями винтового колеса; угловой перекос осей относительно друг друга; зазор над изломом может достигать 10 мм/с. Для вычисления интеграла Мора или правила Верещагина используется теорема Морана.

В качестве примера приведены допустимые значения прогиба зубчатого вала и угла поворота шарикоподшипников.

Прогиб вала под шестерней, Рисунок 7.3

Для цилиндрической передачи допустимый прогиб составляет [y2]ts = 0,01m, где m – модуль зацепления (m). Допустимый угол поворота для однорядных шарикоподшипников составляет [1] = 0,005 радиан.

При проектировании подшипников скольжения потери на трение всегда сводятся к минимуму. Это уменьшает износ сопрягаемых поверхностей и экономит энергию. Как оценить режимы работы подшипников, показано на рисунке 8.2.

Рисунок 4.2 – зависимость коэффициента трения от величины параметра Герси

Эта кривая демонстрирует, как комплексный индекс, представляющий характеристики рабочего режима, изменяет коэффициент трения в подшипнике.

Где y – угловая скорость вала и – вязкость масла.

Возникает сухое трение, и коэффициент трения достигает максимума во время запуска механизма. В результате низкой угловой скорости в секции 0-1 развивается граничное трение с масляным слоем толщиной h = 0,1 м и f = 0,2. На участке 1-2, напротив, происходит быстрое снижение коэффициента трения (до f = 0,008,0%) в результате увеличения угловой скорости, что приводит к переходу граничной смазки в полужидкую жидкость. Участок 2-3 является участком жидкой смазки, так как в результате роста угловой скорости устойчивый масляный слой 3 отделяет поверхности цапфы 1 и вкладыша 2 друг от друга. F на этом участке составляет от 0,000 до 0,05. Для реализации этого режима трения необходимо, чтобы толщина масляного слоя составляла около 1 мм.

Рисунок 8.3 – Режим жидкостной смазки

Чаще всего в подшипниках скольжения используется смешанное трение. Однако жидкостное трение является наиболее выгодным режимом для работы подшипника.

.

Гидростатический подшипник показан на рис. 8.4.

Валы 1, 2 и соединитель 4 для подачи смазки показаны на рисунке 8.4. На давление в системе влияют зазор h, радиальная сила Fr и вязкость масла. Для предотвращения утечек требуется надежное уплотнение 3. Вал поднимается внутрь вкладыша и удерживается там под действием внешнего давления. Исследование геомагнитного кольца проводится в КЧР с помощью телескопа с гидростатическим подпятником Зеленчукской обсерватории (КЧР).

Наиболее типичным является гидродинамический подход. Первоначальное открытие этого явления сделал Н. П. Петров (1883).

Влияние гидродинамики в подшипнике скольжения, рисунок 8.5

В состоянии покоя цапфа опирается на поверхность вкладыша, как видно из диаграммы на рис. 8.5. Во время вращения цапфа плавает на поверхности масла и немного перемещается по траектории, показанной на рис. 8.5. b В слое масла нарастает давление, что проявляется в выбросах 3. В результате центральные оси смещаются на расстояние q, и ось цапфы перемещается по траектории 2. Толщина слоя масла hmin увеличивается с ростом угловой скорости, а линия центров 4 становится тоньше. Расстояние между центрами равно 0, когда центры совпадают. Однако центры не могут совпадать точно, так как это приведет к разрыву клиновидного зазора. В целом, толщина масляного слоя зависит от вязкости масла, угловой скорости и внешнего давления внутри подшипника.

Условный расчет позволяет убедиться в том, что выбранный материал и размеры подшипника подходят для данных условий эксплуатации. Основными критериями эффективности считаются износостойкость и теплопроводность.

Расчет износостойкости основан на среднем условном давлении между цапфой и вкладышем, что обеспечивает отсутствие выдавливания смазки.

Fr – радиальная нагрузка; d — диаметр цапфы, l – длина вкладыша.

Обычно расчетным параметром является диаметр цапфы.

Расчет теплостойкости гарантирует, что подшипник будет нормально функционировать при нормальных температурах, т.е. не произойдет схватывания масла в результате снижения его вязкости, что определяется критерием расчета

Где находится окружная скорость вращения.

Параметры [p] и “p” некоторых антифрикционных материалов, используемых для изготовления вкладышей подшипников скольжения, приведены в таблице 8.1.

Триботехнические свойства материала футеровки приведены в таблице 8.1.

Для расчета несущей способности масляного слоя необходимо провести тепловой расчет для определения динамической вязкости масла и средней температуры подшипника.

Сила формирования тепла в подшипнике:

Где Fr – радиальная нагрузка, q – окружная скорость, CT – безразмерный коэффициент нагрузки, CF – безразмерное сопротивление вращению, а CF – процент безразмерного сопротивления скольжению и упругости при нагружении (см. рисунок 8.5a).

Теплоотдача корпуса подшипника:

Где A – площадь поверхности корпуса подшипника, KT – коэффициент теплопроводности, а tO – температура наружного воздуха.

Температура масла может быть рассчитана по уравнению теплового баланса (W1 = W2).

Где допустимая температура масла определяется t t [f].

Цифры указывают на площадь свободной поверхности корпуса подшипника.

Подштанники КАЧЕНИЯ

План лекций

1. Общая информация.

2. Символ катящихся подшипников.

3. виды отказов, стандарты производительности и выбор подшипников.

Общая информация

Обычный подшипник качения (рис. 8.6, а) имеет два кольца: наружное и внутреннее 3. Тела качения отделены друг от друга сепаратором 4 для предотвращения столкновений. Наружное кольцо устанавливается в корпусе машины, а внутренний подшипник – на валу. В результате потери могут быть значительно снижены за счет замены трения качения на трение скольжения.

Рисунок 8.6 — Подшипники качения

Подшипники, которые катятся, стандартизированы. D и d – внутренние диаметры колец, а B – их ширина. На подшипниковых заводах изготавливают подшипники.

Преимущества

– высокая F. O. I и низкие потери на трение

Высокая грузоподъемность и надежность;

– превосходное качество и низкая стоимость за счет массового производства;

Осевые размеры небольшие;

– меньшее использование смазки во время работы;

– высокая взаимозаменяемость, что облегчает установку и ремонт машины.

По умолчанию:

– ограничения скорости, вызванные центробежными силами и чрезмерным нагреванием;

– снижение вязкости при воздействии ударных и вибрационных нагрузок;

– большой диаметр и неразрывность конструкции;

Шум при больших оборотах;

– недостаточная стабильность работы в агрессивных средах.

Классификация по классам

– по конструкции элементов прокатки (рис. 8.6): цилиндрические и шаровые, причем первые имеют короткие, конические, бочкообразные и витые ролики (д, е);

Радиальный, радиально-упорный и упорный в направлении восприятия нагрузки;

По способности самоустанавливаться: несамостоятельные, самовосстановящиеся;

– в зависимости от количества строк элемента качения: однорядные, двухрядные и многорядные;

– В зависимости от размеров, грузоподъемности и эксплуатационных характеристик подшипников они подразделяются на сверхлегкую или сверхлегкую серию;

– по ширине: маленькие, средние, большие и особо большие.

Внутренний диаметр и ширина подшипника в стандартной серии одинаковы.

На конце одного из колец имеется ряд цифр и букв, которые служат для обозначения подшипника:

– Внутренний диаметр подшипников определяется последней цифрой, умноженной на 5. Диапазон, охватываемый этим законом, от 04 до 99. диаметры более 495 мм:

– Третья цифра справа на шкале обозначает следующие подшипники: 1 – исключительно легкий, 2 – тяжелый и 4 – средней ширины. 6

Четвертая цифра справа, которая для радиального шарикоподшипника равна 0 (если слева нет цифры, то 1 не ставится), указывает на тип подшипника. Сферические игольчатые роликоподшипники, которые являются “Радиальными”. 4 Радиально-упорные конические или упорные; плоские дисковые графитовые на алюминиевой основе со спиральными лопастями; радиальные сферические роликовые шариковые При температуре около +15 градусов Цельсия и давлении воздуха до 1600 атмосфер вращение происходит под действием силы тяжести от центра масс.

– Пятая цифра после тире в порядке возрастания точности обозначает класс точности подшипников: 0, 6 5 4 2;

Отличительные характеристики подшипников обозначаются буквой справа от основного обозначения (B – сепаратор из безоловянной бронзы; L – сепаратор из латуни).

В обозначении подшипника указан уровень твердости 5, диаметр – 40 мм, сепаратор – латунный.

Высокоуглеродистые хромовые сплавы 15 и 15 с HRC 60,66 являются материалами, используемыми для изготовления колец и шариков подшипников. Сепаратор: низкоуглеродистая листовая сталь.

3. типы разрушения и стандарты производительности для выбора подшипников

Точечная коррозия рабочих поверхностей колец и тел качения является основным фактором разрушения подшипников качения при частоте вращения n 10 мин-1 во время нормальной эксплуатации. Это происходит, когда вращательные контактные напряжения циклически увеличиваются и уменьшаются. Поэтому усталостный скол является основным показателем работоспособности таких подшипников.

Абразивный износ является распространенной причиной поломки оборудования для дорог, транспорта и горнодобывающей промышленности.

Высокоскоростные подшипники, которые имеют высокую центробежную силу, демонстрируют деградацию сепаратора.

Для невращающихся (n 10 мин-1) подшипников характерна пластическая деформация дорожек качения и тел качения. Номинальная статическая нагрузка является важным фактором при определении пригодности подшипника к эксплуатации.

Для расчета номинального ресурса (срока службы) подшипников при постоянной скорости используется следующая формула:

A1 означает коэффициент надежности, а a23 – это индекс, учитывающий качество металла и тип подшипника. Система контроля ремня двигателя Atlas имеет три уровня точности: 3×2 x 10/9 дюймов, 1×2 и скорость вращения вала (опорное значение). Благодаря минимальному давлению трения между шариковыми кольцами и использованию винтовых муфт для передачи крутящего момента от двигателя к оси колеса, это позволяет сократить количество перегрузок на оборот до 25%.

Коэффициенты радиальной или осевой динамической нагрузки X и -; коэффициенты радиальной (осевой) статической нагрузки Fr и Fa. Без учета вариаций атмосферных условий в мире после пропускания через него электрического тока мощностью 450 Вт каждый час, V-кинематический индекс показывает время реакции на вращение внутреннего кольца вокруг оси с частотой до 10 Герц/с. Это примерно 12 секунд на каждый революционный момент времени при скорости около 1 км/ч.

Подшипники качения выбираются с n 10min-1 на основе статической грузоподъемности P C0, где P – эквивалентная нагрузка, а C0 – статическая грузоподъемность, как указано в каталоге.