Расчет подшипников качения на долговечность.

Для подшипников качения определяют скорректированный по уровню надежности и условиям применения расчетный ресурс (долговечность) подшипника, ч:

Где С-базовая динамическая грузоподъемность подшипника, Р-эквивалентная динамическая нагрузка, k-показатель степени: k=3-для шариковых, k=10/3-для роликовых, n-частота вращения кольца, а₁-коэффициент долговечности в функции необходимой надежности принимают по табл., а₂₃- коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность особых свойств металла деталей подшипника и условий его эксплуатации. Вместо индекса s в обозначении ресурса записывают цифру s=100-P_t, где P_t-надежность при определении ресурса, %.

Подшипники скольжения. Применяемые материалы. Конструкция.

Подшипник скольжения представляет собой корпус, имеющий цилиндрическое отверстие, в которое вставляется вкладыш или втулка из антифрикционного материала (часто используются цветные металлы), и смазывающее устройство. Между валом и отверстием втулки подшипника имеется зазор, который позволяет свободно вращаться валу. Для успешной работы подшипника зазор предварительно рассчитывается.

Подшипники скольжения применяются:

1) при особо высоких частотах вращения;

2) при ударных и вибрационных нагрузках;

3) для точных опор с постоянной жесткостью;

4) для разъемных опор;

Достоинства:

1) надежно работают в высокоскоростных приводах;

2) бесшумно работают; 3)имеют сравнительно малые радиальные размеры;

3) могут воспринимать значительные ударные и вибрационные нагрузки.

Недостатки:

1) высокие требования к наличию смазочных материалов => постоянный контроль;

2) сравнительно большие осевые размеры; 3)значительные потери на трение.

Радиальные подшипники скольжения:

1 – корпус; 2 – вкладыш; 3 – отверстие для подачи смазочного материала; 4 – цапфа; 5 – маслораздаточная канавка.

Материал вкладышей выбирают с учетом условий работы, назначения и конструкции опор, а также стоимости и дефицитности материала. При невысоких скоростях скольжения (υ < м/с) применяют чугуны. При значительных нагрузках (р до 15 МПа) и средних скоростях скольжения (υ до 10 м/c) широки используют бронзу. Наилучшими антифрикционными свойствами обладают оловянные бронзы. Баббиты разных марок применяют для подшипников скольжения, работающих в тяжелых условиях. Металлокерамические вкладыши вследствие пористости пропитываются маслом и могут длительное время работать без подвода смазки. Из неметаллических материалов для вкладышей применяют текстолит, капрон, нейлон, резину, дерево и др. Неметаллические материалы устойчивы против заедания, хорошо прирабатываются, могут работать без смазки или с водяной смазкой, что имеет существенное значение для подшипников гребных винтов, пищевых машин и т.п.

20. Напряженные и ненапряженные шпоночные соединения. Преимущества и недостатки. Область их применения. Определение рабочей длины шпонки.

Соединения двух соосных цилиндрических деталей для передачи вращения между ними осуществляется с помощью шпонки.

В машиностроении применяют ненапряженные (без нагрузки) соединения (с помощью призматических и сегментных шпонок (в соответстивии с рисунком 17, б и в), и напряженные соединения (с помощью клиновых шпонок (в соответстивии с рисунком 17, г))

Соединения призматическими шпонками. Применяются в конструкциях наиболее широко, так как просты в изготовлении и имеют сравнительно небольшую глубину врезания в вал. Соединения характеризуются существенно неравномерным распределением нагрузки и напряжений как по высоте сечения, так и по длине шпонки. Это вызывает упругопласти­ческое смятие рабочих граней пазов и шпонки, закручивание ее, особенно при наличии зазора между валом и ступицей. Поэтому длину шпоночных соединений ограничивают (l≤ 1, 5d), а посадку зубчатых колес, шкивов, полумуфт и других деталей на валы осуществляют с натягом. l_раб=l_общ-b

Сегментные шпонки имеют более глубокую посадку и не перекашиваются под нагрузкой, они не требуют ручной пригонки. Однако глубокий паз существенно ослабляет вал, поэтому сегментные шпонки используют преимущественно для закрепления деталей на малонагруженных участках вала (например, на входных или выходных хвостовиках валов). l_раб=l_общ-b/2

Клиновые шпонки 1 изготовляют с уклоном 1: 100 (рис. 151). Их устанавливают в пазы с некоторым усилием. Клиновые шпонки передают не только вращающий момент, но и осевое усилие. Осевое усилие — силовое воздействие на деталь, возникающее при рабочем перемещении вдоль оси вала. Соединения клиновыми шпонками применяют в тихоходных передачах.

21. Заклепочные соединения. Расчет на прочность.

Заклепка представляет собой стержень круглого сечения с головками на концах, одну из которых, называемую закладной, выполняют на заготовке заранее, а вторую, называемую замыкающей, формируют при клепке. Заклепки стягивают соединяемые детали, в результате чего часть или вся внешняя продольная нагрузка на соединения передается силами трения на поверхности стыка.

Рисунок – Заклёпка с полукруглыми головками и простейшее заклёпочное соединение

Расчет заклепок в соединении, находящемся под действием продольной нагрузки, сводится по форме к расчету их на срез. Трение в стыке учитывают при выборе допускаемых напряжений среза. При центральном действии нагрузки предполагается равномерное распределение сил между заклепками.

В заклепочном соединении допустимая нагрузка, отнесенная к одной заклепке,

где d - диаметр стержня заклепки; [τ ]ср - условное допускаемое напряжение заклепки на срез; i - число срезов.

При центрально действующей нагрузке F необходимое число заклепок z=F/F1.

Заклепки на смятие в односрезном или двухсрезном силовом соединении проверяют по формуле

где s - толщина стенки соединяемых деталей.

Проверка на смятие плотных соединений не нужна, так как в них вся продольная нагрузка воспринимается силами трения в стыке.

Соединяемые элементы проверяют на прочность в сечениях, ослабленных заклепками:

Допускаемое напряжение для соединений стальных деталей заклепками из сталей Ст2 и Ст3 при расчете по основным нагрузкам: на срез заклепок [τ ]ср=140 МПа и на смятие [σ ]см=280? 320 МПа, на растяжение соединяемых элементов из стали Ст3 [σ ]р=160 МПа.

23. Геометрия зуба цилиндрических зубчатых колес. Влияние количества зубьев на его форму. Методика расчета зубьев на изгиб.

Одноступенчатая зубчатая передача состоит из двух зубчатых колес - ведущего и ведомого. Меньшее по числу зубьев из пары колес называют шестерней, а большее колесом.

Зубчатое зацепление характеризуется следующими основными параметрами:

da — диаметр вершин зубьев; dr — диаметр впадин зубьев; da — начальный диаметр; d — делительный диаметр; рt — окружной шаг; h — высота зуба; ha — высота ножки зуба;

с — радиальный зазор; b — ширина венца (длина зуба); еt — окружная ширина впадины зуба; st — окружная толщина зуба; — межосевое расстояние; а — делительное межосевое расстояние; Z — число зубьев.

Модуль является основной характеристикой размеров зубьев. Для пары зацепляющихся колес модуль должен быть одинаковым.

Стремление сделать зубчатую передачу более компактной вызывает необходимость применять зубчатые колеса с возможно меньшим числом зубьев. Изменение количества зубьев зубчатого колеса влияет на их форму. При увеличении числа зубьев до бесконечности колесо превращается в рейку и зуб приобретает прямолинейное очертание. С уменьшением числа зубьев одновременно уменьшается толщина зуба у основания и вершины, а также увеличивается кривизна эвольвентного профиля, что приводит к уменьшению прочности зуба на изгиб. При уменьшении числа зубьев, когда z < zmim, происходит подрезание зубьев, то есть явление, когда зубья большого колеса при вращении заходят в область ножки меньшего колеса (заштрихованная площадь), тем самым ослабляя зуб в самом опасном сечении.

Поломка зубьев связана с напряжениями изгиба, вследствие усталости материала от длительно действующих нагрузок. Расчет на изгиб сводится к проверке условия:.

Ft – окружная сила, H, b и m – ширина и модуль зубчатого колеса или шестерни, мм, YF – коэффициент формы зуба – величина безразмерная, зависящая от числа зубьев z или zv и коэффициента смещения х. Значения YF для зубчатых колёс без смещения приводятся в справочнике, коэффициент нагрузки при расчете на изгиб,

где — базовый предел выносливости зубьев при отнулевом цикле изменения напряжений (табл. 10); SF — коэффициент безопасности (SF = 1, 7 ÷ 2, 2; SF> 2, 2 — для литых заготовок); YR — коэффициент, учитывающий шероховатость поверхности зуба (YR= 1, 05 ÷ 1, 2 — при полировании, в остальных случаях YR= 1); KFC — коэффициент, учитывающий влияние двустороннего приложения нагрузки (KFC= 1, 0 — при одностороннем приложении нагрузки, изгибающей зуб; KFC= 0, 65 — для нормализованных сталей, KFC=0, 75 — для закаленных сталей с твердостью свыше HRC45; KFC = 0, 9 — для азотированных сталей); KFL — коэффициент долговечности.