- •Детали машин и основы конструирования
- •Лекция № 2 Механические передачи (0,5 часа)
- •Фрикционные передачи (1,5 часа)
- •Кинематика фрикционной передачи.
- •Кпд фрикционной передачи.
- •Вопросы для самопроверки.
- •Лекция № 3
- •Ременные передачи.(1,5 часа)
- •Лекция №4
- •Косозубые цилиндрические передачи
- •Лекция № 8
- •Вопросы для самоподготовки.
- •Лекция № 11
- •1. Выбор расчетной схемы.
- •2. Определение действующих нагрузок на вал.
- •4.1. Ориентировочный расчет вала.
- •4.2. Определение длины вала.
- •4 .3. Расчет вала на изгиб с кручением.
- •Лекция № 14 Проектировочный расчет вала (продолжение
- •5. Разработка конструкции вала по основному размеру.
- •6. Уточненные расчет валов.
- •6.1. Проверка действительного коэффициента запаса усталостной прочности в опасных сечениях вала.
- •6.2. Проверка жесткости вала (0,5 часа).
- •6.3. Проверка валов на критическую частоту вращения (0,5 часа).
- •1. Основные термины и определения, классификация подшипников ( 1 час).
- •2. Типы подшипников качения (2 часа).
- •3. Схемы подшипниковых узлов. Конструктивное оформление опор (1 час).
- •5. Методика подбора подшипников по динамической грузоподъемности (долговечности) (1,5 часа).
- •Лекция № 19
- •1.Расчёт на удельное давление.
- •2.Расчёт на нагрев (на отсутствия заедания).
- •1.Резьбовые содинения( 0,5 часа).
- •2. Шпоночные соединения ( 1 час).
- •4. Заклепочные соединения (0,75 часа).
- •5. Сварные соединения (0,75 часа).
- •7. Паянные и клеевые соединения (0,5 часа)
- •1. Муфты глухие.
- •2. Муфты компенсирующие жесткие (0,5 часа).
- •3. Упругие муфты (0,5 часа).
- •4. Сцепные (управляемые) муфты (0,75 часа).
- •5. Предохранительные муфты (0,25 часа).
1.Расчёт на удельное давление.
Удельное давление(смятие). q = <[q]H/мм2, где [q] =(3…10)Н/мм; (от стали по чугуну до закаленной стали по баббиту по справочной таблице ГОСТа).
В этом расчёте диаметр d известен из расчёта вала на прочность. Из условия равнопрочности подшипника на смятие и шипа на изгиб по отношению l/d можно найти длину подшипника l.
Изгибающий момент в опасном сечении: Mu = Fr* =Wu[ u] H*мм, где Wu=0,1*d3 мм 3-момент сопротивления сечения изгибу, [ u] =(50…70) H/мм2- допускаемое напряжение материала подшипника.
Из двух уравнений на смятие и изгиб: Fr =d*l[q] = Н. Откуда
и (мм).
2.Расчёт на нагрев (на отсутствия заедания).
Расчёт на нагрев производится при окружной скорости подшипника v>3м/сек по параметру q*v Вт/мм2. Он характеризует теплообразование в подшипнике (мощность на единицу поверхности). Мощность трения при установившемся режиме работы практически целиком переходит в тепловой поток, нагревающий подшипник. Одновременно параметры q.v характеризуют и износ, зависящий от обоих параметров. v = м/сек, где d в миллиметрах. Тогда q.v = [q.v] Вт/мм2.
По справочной таблице ГОСТа [q.v]=(2…25) Bт/мм2. Большие значения [q.v] соответствуют условиям хорошего теплоотвода. Опытный подбор [q.v] основан на поддержании tподш tмасла<80 C, предотвращающей опасность заедания. Условные расчёты упорных подшипников скольжения (подпятников) аналогичны соответствующим расчётам радиальных подшипников, но при заниженных значениях [q] и [q.v].
Например, расчёт на удельное давление кольцевого подпятника (кольцевая форма пяты обеспечивает более равномерный износ после приработки).
q = [q] Н/мм2.
Физические основы работы и расчёта подшипника скольжения при жидкостном трении.
Расчёт подшипника при жидкостном трении, описываемый гидравлической теории смазки, является основным расчётом подшипников скольжения. Он базируется на том, что минимальный масляный зазор между цапфой и вкладышем hmin >d1 + d2 - суммы высот неровностей обработки поверхности цапфы и вкладыша и что гидродинамическая подъёмная сила Fr/d уравновешивает радиальную нагрузку Fr на подшипник: Fr/d=Fr.
При вращении на поверхности цапфы скорость движения масла, подаваемого насосом, v = , на вкладыше v=0. При этом масло, вовлекаемое в зазор между цапфой и вкладышем, силами трения, обусловленными его вязкостью, вдавливается под цапфу в зазор в форме масляного клина. Создающаяся в этом клине эпюра давлений называется гидродинамической “бородой”. Образующаяся же на поверхности контакта масляного клина гидродинамическая подъёмная сила стремится поднять и переместить цапфу влево:O1-O1’-O2, а её вертикальная составляющая Fr/d должна уравновесить радиальную нагрузку на цапфу Fr : Fr/d =Fr. При этом цапфа всплывает над поверхностью вкладыша, образуя гарантированный масляный зазор
hmin >d1 + d2, обеспечивающий жидкостное трение в подшипнике.
Диаметральный зазор между вкладышем и цапфой DD-d имеет важное значение, являясь искомой величиной в расчёте подшипника.
Впервые вопрос о расчёте подшипника, работающего в условиях жидкостного трения, был решён русским учёным профессором Петровым Н.П. в 1883 году. На основе законов трения жидких тел Ньютона и своих опытов, он положил начало развитию гидродинамической теории смазки, установил уравнение для определения силы трения в подшипнике скольжения:Fтр = Н, откуда толщина масляной прослойки
h = м. Здесь - коэффициент динамической вязкости масла;
v м/с- скорость вращения подшипника, S м2- площадь контакта. Профессор Петров Н.П. по праву является основоположником гидродинамической теории смазки.
В дальнейшее развитие гидродинамической теории смазки существенный вклад внесли Рейнольдс, Жуковский, Чаплыгин, Зоммерфельд, Гюмбель, Дьячков, Коровчинский и др.
Гидродинамическая теория смазки позволяет получить точный расчёт подшипника скольжения бесконечной длины. Точного же расчёта подшипника скольжения конечной длины не существует, потому что в этой задаче число неизвестных параметров больше числа уравнений связи. Однако существует большое число приближенных методов расчёта подшипников скольжения, в которых недостающие для теоретического расчёта значения параметров находят опытным путём.
Физические основы одного из таких приближённых опытно-теоретических методов расчёта (Павлов Я.М.”Детали машин”) состоят в следующем.
Задано: d, l (из условного расчёта), d1 и d2, сорт масла и его вязкость
m =f(tмасла), частота вращения n и радиальная нагрузка на подшипник Fr.
Теоретические исследования на базе гидродинамической теории смазки, допущения и математические преобразования позволили авторам расчёта установить систему уравнений, описывающую условия существования жидкостного трения в подшипнике скольжения:
{ht min = ; ht min = 0,25*DT}, Сравнение этой системы уравнений с формулой профессора Петрова Н.П. показало, что она содержит те же 5 параметров (или им пропорциональных величин) и дополнительно шестой параметр 1/DT. Его присутствие в системе уравнений физически вполне понятно.
Из приведённых рисунков ясно, что с ростом D цапфе легче вдавливаться в масляный зазор, уменьшая его величину, т.е. D2>D1, а hmin2<hmin1. Значит hmin . Теоретическими исследованиями было установлено, что при
hT min =0,25 DT имеет место минимальный коэффициент трения: fтр =min. Откуда и появилось представление о наивыгоднейшем DT наив., который из двух уравнений системы с двумя неизвестными: DT наив =j2(m, d*n, ).
Опыт и теоретический анализ дали: DT max =j3(DT наив) и DT min =j4(DT наив);
Гребешки неровностей обработки поверхностей цапфы d1 и вкладыша d2 уменьшает DT и действительный Dd<DT.
Как следует из рисунка: dd =dT+2d1 и Dd =DT-2d2, откуда
Dd=Dd-dd=DT-dT-2(d1+d2), Значит Dd=DT-2(d1+d2), Следовательно
Dd min=DT min-2(d1+d2) мм; Dd max=DT max-2(d1+d2) мм;
По полученным значениям Dd min и Dd max по таблице допусков и посадок выбирается посадка в системе отверстия. За номинальный диаметр вкладыша(отверстия) Dном. принимается диаметр цапфы dц.
На рисунке: es, Es – верхние отклонения диаметров вала и отверстия.
ei – нижнее отклонение диаметра вала.
Td и TD – поля допусков для вала и отверстия
Условия подбора посадки и ei+ES ; Для оценки DT наив надо знать m =f(tм), т.е. нужен тепловой расчёт для оценки температуры масла tм. Он основан на тепловом балансе Q1=Q2, где Q1 – генерируемый, а Q2 – отводимый тепловые потоки. Генерируемый тепловой поток при работе подшипника. Q1 Nтр =Fтр*v=Fr*fтр*v (Вт), где fтр = - коэффициент трения (в книге Решетов Д.Н. “Детали машин”). Отводимый от подшипника (протягиваемым маслом) тепловой поток:
Q2 = Вт, где Cp - удельная теплоёмкость масла,
tм вх и tм вых С – температура масла на входе и выходе из подшипника,
qм кг/час – прокачка масла насосом через корпус подшипника.
Прокачка масла qм, которую надо продавить через подшипник, рассчитывается по полуэмпирической формуле профессора Куцаева С.Н.
qм = кг/час, где А – опытный коэффициент, v м/с – окружная скорость подшипника, h3 мм – зазор в месте подвода масла,
р Н/мм2 – избыточное давление масла, m Н*с/м2 – абсолютная вязкость масла,
b мм – длина масляной канавки, r кг/м3 – плотность масла.
Из условия теплового баланса определяется температура масла:
.
Вопросы для самоподготовки:
Виды трения в подшипниках скольжения.
Расчет подшипников скольжения, работающих в режиме граничного трения.
Особенности расчета упорных подшипников скольжения.
Физические основы расчета подшипников скольжения жидкостного трения.
Гидродинамические подшипники жидкостного трения.
Гидростатические подшипники жидкостного трения.
Расчет посадок в подшипниках скольжения.
В каких единицах измеряется удельная теплоемкость масла?
Тепловой расчет подшипников скольжения.
Подача масла к подшипникам скольжения.
ЛЕКЦИЯ № 21.
СОЕДИНЕНИЯ.
Неподвижные связи в технике называют соединениями. По признаку разъемности все виды соединений можно разделить на разъемные и неразъемные.
Разъемные соединения позволяют разъединять детали без их повреждения. К ним относятся резьбовые, штифтовые, шпоночные, шлицевые и профильные соединения.
Неразъемные соединения не позволяют разъединять детали без их разрушения. Применение неразъемных соединений обусловлено технологическими и экономическими факторами. К этой группе соединений относятся заклепочные, сварные, паяные , клеевые и соединения с натягом.