Главная страница Случайная страница Разделы сайта АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Определение предельно допустимых величин износа в парах трения
Определение минимальной величины натяга в соединении «внутреннее кольцо подшипника – цапфа вала». Соединения с натягом должны гарантировать фиксацию контактирующих поверхностей, предотвращающих относительное проскальзывание. Это реализуется за счет назначения соответствующих натягов. Рассчитаем минимально допустимый натяг в соединении вала и внутреннее кольцо подшипника. Минимально допустимую величину натяга [Δ н] можно найти из зависимости /4, стр.191/: [Δ н]= Δ пр, (40) где Δ пр – уменьшение натяга при прессовой сборке. Следовательно, при тепловой посадке Δ пр= 0; , , где D = 0, 125 м – внешний диаметр кольца подшипника; d = 0, 7 м – диаметр внутреннего кольца подшипника. Согласно расчетам: = 1, 72, Па-1, l = 0, 052 м – длина контакта; fm – молекулярная составляющая коэффициента трения, принимается равной 0, 12; Mm – момент трения; Mm= Mo + M1, (41) где fo = 4 – коэффициент, зависящий от типа подшипника и условий смазывания (таблица 4.6 /3, стр.192/); n – 30 об/мин – частота вращения; ν = 55 – кинематическая вязкость смазочного масла при ν ·n ≤ 2000 M0 = 1, 6·10-5 · fo · D0 (42) D0 – средний диаметр подшипника; D0 = (43) D0 = = 97, 5 мм Подставим значения в формулу (39): M0 = 1, 6·10-5 ·4 · 97, 53=59, 3 Н·мм M1 – момент трения, зависящий от нагрузки на подшипник, Н·мм; M1 = f1 · q1 · p · D0 (44) где q1 · p = 2· Y · Fa (таблица 4.7 /4, стр.193); Fa = 53·10-13· - осевая нагрузка; (45) Y=1, 62 – коэффициент осевой нагрузки; f1 = 4·10-4 - коэффициент, зависящий от нагрузки на подшипник. Подставим полученные значения в формулу (42): Fa = 53·10-13· = 0, 6 Н q1 · p = 2· 1, 62· 0, 6 = 1, 94 M1 = 4·10-4 ·1, 94 · 97, 5 = 0, 076 Н·мм Таким образом, момент трения по формуле (38) будет равен: M = 59, 3+0, 076= 59, 3 Н·мм ≈ 0, 06 Н·м Тогда, по формуле (37) минимально допустимая величина натяга [Δ н] будет равна: [Δ н ]= = 0, 4∙ 10-3 мм ≈ 0, 4 мкм Выбираем помадку подшипника на цапфу вала k6, которая обеспечивает минимальную величину натяга Δ н. При сборке соединений с натягом, как правило, реализуется между контактирующими поверхностями либо пластический ненасыщенный контакт (ННПК), либо пластический насыщенный контакт (НПК). Обработку поверхности выберем точение с комплексной характеристикой шероховатости Δ =0, 15. При данной обработке поверхности будет обеспечиваться ненасыщенный пластический контакт: 14, 5 · d ∙ Δ -2 · θ 4 · НВ 5 · C < Δ н < 0, 124 · α ∙ НВ ∙ d ∙ C, (46) где d = 0, 7 – диаметр цапфы вала, м; НВ = 3400 МПа – твердость более мягкой поверхности, Па; α = 1 – при тепловой сборке. Подставим значения в формулу (43) получим: 14, 5·0, 07∙ 0, 15-2 ·(4, 3·10-6)4 ·34005 · 0, 43 · 10-5< Δ н < 0, 124·1∙ 3400 ∙ 0, 07 ∙ 0, 43 · 10-5 0, 3 · 10-3< 0, 4 · 10-3< 1, 2 мкм Таким образом, выбранная посадка k6 отвечает всем эксплуатационным и технологическим требованиям, которые предъявляются к данному механизму, для обеспечения его работоспособности. Пара трения «вал- муфта». Соединения с натягом должно гарантировать фиксацию контактирующих поверхностей, предотвращающих относительное проскальзывание поверхностей. Это реализуется за счет назначения соответствующих натягов. Однако в процессе сборки таких соединений методом запрессовки эти натяги уменьшаются. Более надежными являются соединения, выполненные методом тепловой сборки. Исходные данные: - диаметр вала d = 65 мм; - диаметр обоймы полумуфты D = 150 мм; - длина посадочной поверхности L = 140 мм; - крутящий момент Мкр = 2, 65 кН·м. Допустимые отклонения для посадки Н7/s7: Ø 65Н7 (+30; 0) – ступица, ES = 30 мкм, EI = 0 мкм, Ø 70s6 (+89; +59) – вал, es = 89 мкм, ei = 59 мкм. Наибольший натяг: Nmax = es – EI = 89 – 0 = 89 мкм. Наименьший натяг: Smax = ES – ei = 30 – 59 = 29 мкм, Δ н = 89 мкм = 89·10-6 м. Найдем величину Δ н, характеризующую условие перехода к насыщенному пластическому контакту: Δ н= , Δ н= мкм, где Е = 2, 1·105 МПа – модуль упругости. Выберем из справочника для посадки Н7/r6 допустимые отклонения. Рассчитаем минимально допустимый натяг [Δ н ]: [Δ н]= Δ пр, (47) [Δ н]= = 15, 3 мкм. Если осуществлять сборку соединения методом тепловой сборки, то при Δ н= 15 мкм передача заданного крутящего момента будет обеспечена. При диаметре вала меньше, чем d =65, 15 мм производить посадку на вал нельзя. При износе вала до такой величины целесообразно произвести наплавку и упрочнить вал методом закалки в местах посадки полумуфты, что позволит восстановить вал до нужного диаметра. Пара трения «поверхность ролика и полоса». Определим предельно допустимую величину износа бочки ролика транспортного рольганга по исходным данным: - диаметр бочки ролика D = 250 мм; - нагрузка на ролик N = 0, 942 кН; - ширина полосы 0, 6 м; - модуль упругости транспортируемого металла = МПа; - твердость металла НВ = 1000 МПа; - поверхность бочки ролика обработана по 6-му классу чистоты обработки; - скорость транспортировки 0, 2 м/с. Допустимую величину износа находим из зависимости: (48) Определяем значение упругой постоянной : (49) Значение радиуса микронеровностей r и комплексной характеристики шероховатости находим из табл. 4.2 /4, стр.174/: r = 20 мкм; Δ =7, 9∙ 10-1. То есть при диаметре бочки ролика транспортного рольганга, превышающем средний диаметр роликов, находящихся в контакте с транспортируемым металлом, более чем на 3 мм, происходит проскальзывание поверхности роликов относительно транспортируемого металла. Рассчитаем величину контактного давления pc для данной пары трения: (50) где Fр – усилие на ролик, МН; qS – упругая постоянная, равная 1, 3·10-5 МПа-1; E=2, 1·105; E=1, 05·105 – модули упругости для стали и полосы, МПа; r – радиус ролика, м; l – длина контакта, м. Подставив в формулу (47) значения получаем: =1, 12МПа Установим вид контакта, к которому относится полученное значение контурного давления по формулам (31) - (34), где D – комплексная характеристика шероховатости для более твердого из контактирующих поверхностей при точении, с 6 классом точности и принимаем D=7, 9·10-1; HB – твердость тела, МПа. Для стали 3 определяем из зависимости: НВ= 0, 35∙ σ в где sв – предел текучести соответствует значению 55, 56МПа. Следовательно, значение твердости: НВ= 0, 35∙ σ в = 0, 35∙ 55, 56 = 17, 45 МПа рс < 5, 4∙ (7, 9∙ 10-1)-2 ∙ 19, 45∙ (1, 3∙ 10-5)4 =6, 88∙ 10-13 МПа 6, 88∙ 10-13 МПа < рс < 1, 85∙ 10-12 МПа 1, 85∙ 10-12 МПа < рс < 1, 167 МПа 1, 167 МПа < рс < 6, 224 МПа Рассчитанное значение контактного давления входит в пределы соответствующие ненасыщенному пластическому контакту. Т.к. в данной паре трения реализуется ННПК, то нагрузки будут относиться к «высоким» нагрузкам. Из анализа нагруженности и условий эксплуатации следует, что данной паре трения соответствует – абразивное изнашивание, т.к. ролик постоянно контактирует с металлом при высоких нагрузках. Для повышения износостойкости ролика в условиях абразивного изнашивания необходимо поменять марку стали: Ст3 на Ст45 с предварительным закаливанием, т.к. твердость у предложенной стали выше (HB=3240 МПа), следовательно, износостойкость роликов увеличивается. Из условия эксплуатации предельно-допустимую величину износа принимаем равной 1 мм.
|