Конструктивное выполнение и использование валов

5.2 Конструктивное выполнение и использование валов

d_в - диаметр вала по моменту кручения

[_kp]=(15…20) H/мм²

d_в10,9≈1

d_в21,1≈1

d_в31,4≈1,5

d_в41,8≈2

d_в52,4≈2,5

d_в63,4≈3

5.3 Выбор и расчет опор

ОПОРЫ ВАЛОВ И ОСЕЙ

ОБЩАЯ ХАРАКТЕРИСТИКА ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

Общие сведения. Подшипник скольжения является парой вращения, он состоит из опорного участка вала (цапфы) и собственно подшипника котором.

Их используют в качестве опор валов и осей механизмов и машин в тех случаях, когда применение подшипников качения затруднено или невозможно по ряду причин: высокие вибрационные и ударные нагрузки; низкие и особо высокие частоты вращения; работа в воде, агрессивных средах, а также при недостаточном смазывании или без смазывания; необходимость выполнения диаметрального разъема; отсутствие подшипников качения требуемых диаметров (миниатюрные и особо крупные валы) и др.

Надежность работы подшипников в значительной мере определяет работоспособность и долговечность машин.

Благодаря бесшумности и указанным выше достоинствам, а также по конструктивным и экономическим соображениям опоры скольжения находят широкое применение в паровых и газовых турбинах, двигателях внутреннего сгорания, центробежных насосах, центрифугах, металлообрабатывающих станках, прокатных станах, тяжелых редукторах и пр.

По виду трения скольжения различают:

подшипники сухого трения — работают на твердых смазочных материалах без смазочного материала;

подшипники граничного (полужидкостного) трения;

подшипники жидкостного трения

подшипники с газовой смазкой.

По виду воспринимаемой нагрузки и подшипники подразделяю на-

радиальные — воспринимают радиальную нагрузку

упорные — воспринимают осевые силы

радиально-упорные — воспринимают радиальные и осевые нагрузки; обычно их функции выполняют упорные подшипники, совмещенные с радиальными.

Цапфу, передающую радиальную нагрузку, называют шагом — при расположении ее в конце вала и шейкой — если она находится в середине вала. Цапфу, передающую осевую нагрузку, называют пятой, а подшипник подпятником.

Форма рабочей поверхности подшипников и цапф может быть цилиндрической, конической и шаровой. Конические и шаровые подшипники применяются редко.

Самое главное требование- малое трение

При выборе шарикоподшипников исходят из усилия, возникающие при зацеплении зубчатых колес.

При выборе шарикоподшипников исходят из усилий, возникающих при зацеплении зубчатых колес. Для цилиндрической передачи это усилие:

- окружное усилие

- радиальное усилие

где

Радиальная сила направлена к центру зубчатого колеса.

Подшипники выбираются в зависимости от действующих нагрузок, так как здесь действует радиальная сила. Выбор ведется по внутреннему диаметру подшипника ГОСТ 8338 – 75: получаем, что первому валу соответствует подшипник 1000091, второму валу – 1000091/1,5, третьему – 1000092, четвертому – 1000093.

Правильность выбора подшипника определяется по его динамической грузоподъемности. Для этого используется следующая формула:

- долговечность в часах

где С - динамическая грузоподъемность, n – число оборотов, Р – эквивалентная динамическая нагрузка. А Р, в свою очередь, вычисляется по формуле:

где Х – коэффициент нагрузки, V – коэффициент вращения, К_б – коэффициент безопасности, К_Т – температурный коэффициент.

Для прямозубых цилиндрических передач:

Х = V = К_б = К_Т =1,

- грузоподъемность,

Вычислим окружное усилие, радиальное усилие, грузоподъемность и результаты запишем в таблицу 3

№ колеса	Окружное усилие, Н	Радиальное усилие, Н	Грузоподъемность, Н
1	6	2,18	25,6
2	13	4,73	55,5
3	33	12	140,8
4	93	34	399,16

F_t= 2M_кр/d – окружное усилие

F_t1= 2*0,0025/0,001= 5

F_t2 2*0,0045/0,001= 9

F_t3 2*0,009/0,0015= 12

F_t4 2*0,0198/0,002= 19,8

F_t5 2*0,04752/0,0025= 38,016

F_t6 2*0,133056/0,003= 88,704

F= F_t·tg – радиальное усилие

F₁= 5·tg20= 1,82

F₂= 9·tg20= 3,28

F₃= 12·tg20= 4,37

F₄= 19,8·tg20= 7,21

F₅= 38,016·tg20= 13,84

F₆= 88,704·tg20= 32,29

Для прямозубых цилиндрических передач:

X=V= K_б= K_t=1

C=F⁶

L=10⁴ час

CC_табл

C₁=1,82⁶=0,005

C₂=3,28⁶=0,0075

C₃=4,37⁶=0,01

C₄=7,21⁶=0,019

C₅=13,84⁶=0,0349

C₆=32,29⁶=0,068

5.4 Определение КПД

η_р=η₁·η₂·η₃·η₄·η₅

η_i=1-cπf(1/z₁+1/z₂)*1/2

f=0,15

c= (F+2,87)/( F+0,17)

c₁=(1,82+2,87)/(1,82+0,17)= 2,36

 c₂=(3,28+2,87)/(3,28+0,17)=1,78

c₃=(4,37+2,87)/(4,37+0,17)=1,59

c₄=(7,21+2,87)/(7,21+0,17)=1,37

c₅=(13,84+2,87)/(13,84+0,17)=1,19

η₁=1-1,82*3,14*0,15(1/24+1/43)*1/2= 0,96

η₂=1-1,78*3,14*0,15(1/24+1/49)*1/2= 0,97

η₃=1-1,59*3,14*0,15(1/24+1/54)*1/2= 0,97

η₄=1-1,37*3,14*0,15(1/24+1/55)*1/2= 0,98

η₅=1-1,19*3,14*0,15(1/24+1/68)*1/2= 0,98

η_р=η₁·η₂·η₃·η₄·η₅

η_р=0,96·0,97·0,97·0,98·0,98= 0,87=87%

Заключение

При проектировании редуктора находят практические приложения такие важнейшие сведения из курса, как расчеты на контактную и объемную прочность, тепловые расчеты, выбор материалов и термообработок, масел, посадок, параметров шероховатости поверхности и т. д. При выборе типов передач, вида зацепления, механических характеристик материалов надо учитывать, что затраты на материалы составляют значительную часть стоимости машин: в редукторах общего назначения -85 %, в дорожных машинах — 75 %, в автомобилях — 70 % и т. д. Таким образом, изыскание путей снижения массы проектируемых объектов является важнейшей предпосылкой дальнейшего прогресса, необходимым условием сбережения природных ресурсов. Уместно отметить, что большая часть вырабатываемой в настоящее время энергии проходит через механические передачи, поэтому их КПД в известной степени определяет эксплуатационные расходы.

Наиболее полно требованиям снижения массы и габаритных размеров удовлетворяет привод с использованием планетарных передач. Этому виду передач посвящено большое внимание.

Список используемой литературы:

1. “Прикладная механика” авторы: Г.Б.Иосилевич, Г.Б.Строганов

2. П.Д.Дунаев, О.П.Леликов ”Конструирование узлов и деталей машин”

3. В.Н.Кудрявцева ”Курсовое проектирование деталей машин”