- •В.А. Жулай, д.Н. Дегтев
- •Введение
- •Общие сведения о проектировании и конструировании
- •1.1. Основные понятия и обозначения
- •1.2. Цели и задачи курсового проектирования
- •1.3. Организация курсового проектирования
- •1.4. Требования к изделиям. Общие принципы и порядок проектирования
- •Кинематический расчет привода
- •2.1. Выбор электродвигателя
- •2.2. Расчет кинематических и силовых параметров привода
- •Расчет зубчатых передач
- •Выбор материалов и видов термической обработки зубчатых колес
- •. Определение допускаемых напряжений и коэффициента нагрузки
- •Значения пределов контактной выносливости зубьев
- •Учет режима нагружения при определении допускаемых напряжений
- •Значения коэффициентов эквивалентности
- •Значения пределов изгибной выносливости зубьев
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется аналогично:
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность равен по (3.12):
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле (3.20):
- •. Расчет цилиндрических зубчатых передач
- •Расчет цилиндрической редукторной пары
- •Предварительные основные размеры колеса:
- •Размеры заготовок
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Предварительные основные размеры колеса
- •Число зубьев шестерни и колеса
- •Фактическое передаточное число
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Расчет открытой передачи
- •Предварительные основные размеры колеса
- •Фактическое передаточное число
- •Окружная сила в зацеплении, н,
- •Силы, действующие в зацеплении
- •3.4. Расчет конических зубчатых передач
- •3.4.1. Расчет конической редукторной пары
- •Модуль передачи
- •Относительное смещение xe1 прямозубых шестерен
- •Размеры заготовки колес
- •Напряжение изгиба в зубьях колеса, мПа,
- •Фактическое передаточное число
- •Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •Проверка зубьев колес по напряжениям изгиба
- •Напряжение изгиба в зубьях колеса, мПа,
- •3.4.2. Силы, действующие в конической передаче
- •3.5. Расчет планетарных передач
- •Кинематический расчет
- •Соседства:
- •Силовой расчет
- •Для сателлитов, с учетом количества зацеплений
- •3.5.3. Расчет нагрузок, действующих на валы и опоры
- •Радиальная реакция опоры подшипника сателлита
- •Кинематический расчет
- •Соседства:
- •Силовой расчет
- •Коэффициент нагрузки в расчетах на контактную прочность равен из (3.12)
- •Коэффициент нагрузки при расчете по напряжениям изгиба определяется по формуле (3.20)
- •Проверочные расчеты Проверка зубьев колес по контактным напряжениям
- •Окружная сила в зацеплении (по (3.92), н
- •Расчет червячных передач
- •Выбор материалов червячных пар
- •Основные механические характеристики материалов для червячных колес
- •Значения коэффициентов эквивалентности для червячных передач
- •Расчет основных параметров червячной передачи
- •Проверочный расчет передачи на прочность
- •Тепловой расчет
- •Силы в зацеплении
- •Расчет основных параметров
- •Проверочный расчет передачи на прочность
- •Силы в зацеплении
- •Расчет ременных передач
- •Расчет плоскоременных передач
- •Выбор типа ремня
- •Расчет геометрических параметров плоскоременной передачи
- •Расчет на прочность плоскоременной передачи
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры плоскоременной передачи
- •Расчет клиноременных передач Общая характеристика клиноременной передачи
- •Размеры клиновых ремней по гост 1284.1 – 89 и гост 1284.3 – 96
- •Порядок проектного расчета клиноременных передач
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры клиноременной передачи
- •Расчет передач с поликлиновыми ремнями
- •Уточняем передаточное число:
- •Основные параметры поликлиноременной передачи
- •Силы, действующие на валы ременной передачи
- •Для плоскоременной передачи
- •Шкивы ременных передач
- •Расчет цепных передач Типы и условия работы приводных цепей
- •5.1. Расчет параметров цепной передачи
- •Допускаемое давление в шарнирах роликовых цепей [рц], н / мм 2
- •5.2. Силы, действующие на валы цепной передачи
- •5.3. Звездочки для пластинчатых роликовых цепей
- •Основные параметры передачи роликовой цепью
- •6. Конструирование редукторов
- •6.1. Проектный расчет валов
- •Предварительный выбор подшипников качения
- •6.2. Эскизная компоновка редуктора
- •Проверочный расчет валов
- •6.3.1. Расчет вала на статическую прочность
- •6.3.2. Расчет вала на усталостную выносливость
- •Определение реакций в опорах в горизонтальной плоскости
- •В вертикальной плоскости
- •Расчет на статическую прочность Максимальное нормальное напряжение
- •Расчет вала на усталостную выносливость
- •6.4. Расчет шпоночных и шлицевых соединений
- •6.4.1. Подбор шпонок и проверочный расчет шпоночных соединений
- •6.4.2. Расчет шлицевых соединений
- •Подбор подшипников качения
- •Поля допусков отверстий под подшипники
- •Реакции от сил в зацеплении
- •В горизонтальной плоскости
- •6.6. Смазывание передач и подшипников качения редукторов
- •Трансмиссионные масла
- •Классификация трансмиссионных масел
- •7. Содержание и оформление конструкторской документации курсового проекта
- •7.1. Виды конструкторских документов, их обозначение
- •Основные надписи
- •7.2. Расчетно-пояснительная записка
- •Расчетно-пояснительная записка
- •7.3. Спецификация
- •7.4. Библиографический список
- •7.5. Графические документы
- •8. Применение прикладных программ расчетов узлов и деталей машин
- •8.1. Примеры расчета передач с использованием программы amp Win Machine в модуле amp Trans
- •8.1.1. Расчет цилиндрической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета цилиндрической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •8.1.2. Расчет конической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета конической прямозубой передачи в модуле amp Trans
- •8.1.3. Расчет червячной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета червячной передачи в модуле amp Trans
- •8.1.4. Расчет плоскоременной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета плоскоременной передачи в модуле amp Trans
- •8.1.5. Расчет клиноременной передачи в модуле amp Trans
- •Результаты расчета клиноременной передачи в модуле amp Trans
- •8.2. Пример расчета вала по усталостной прочности с использованием программы amp Win Machine в модуле amp Shaft
- •Результаты расчета тихоходного вала косозубой передачи цилиндрического редуктора в модуле amp Shaft
- •9. Технические задания на курсовой проект
- •Заключение
- •Библиографический список
- •Приложения
- •Технические данные двигателей серии 4а
- •Продолжение табл. П.4
- •Продолжение табл. П.4
- •С короткими цилиндрическими роликами (из гост 8328 – 75)
- •Подшипники роликовые конические однорядные (из ту 37.006.162 – 89)
- •Оглавление
- •3 94006 Воронеж, ул. 20-летия Октября, 84
Подбор подшипников качения
Основные критерии работоспособности подшипников качения – их статическая и динамическая грузоподъемности. Метод подбора по динамической грузоподъемности применяют в случаях, когда частота вращения одного кольца относительно другого превышает 10 мин –1. По статической грузоподъемности подшипники выбирают, если они воспринимают внешнюю нагрузку в неподвижном состоянии или при медленном вращении (до 10 мин -1). Подшипники, работающие при частоте вращения n > 10 мин –1 и резко переменной нагрузке, также требуется проверять на статическую грузоподъемность.
Скорректированная по уровню надежности и условиям работы долговечность подшипника, ч,
, (6.41)
где а1 – коэффициент надежности (а1 = 1 при 90 % надежности, а1 = 0,62 при 95 % надежности);
а23 – коэффициент, характеризующий совместное влияние на долговечность качества металла и условий эксплуатации (для нормальных условий эксплуатации: а23 = 0, 7 ... 0, 8 для шариковых подшипников, а23 = 0,6 ... 0,8 для роликовых конических подшипников, а23 = 0,5 ... 0,6 для роликовых радиальных и шариковых сферических подшипников);
С – базовая динамическая радиальная грузоподъемность подшипника (см. табл. П.12 … П.18), кН;
Pr – эквивалентная динамическая радиальная нагрузка на подшипник, кН;
p – показатель степени (p = 3 для шариковых подшипников, p ≈ 3,33 для роликовых подшипников);
LhР – требуемое время работы (ресурс) подшипника, ч.
Если условие не выполнено, следует выбрать подшипники следующей серии.
Эквивалентная динамическая радиальная нагрузка для радиальных шарикоподшипников и радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников
Pr = (XVFr + YFa)Kδ Kт, (6.42)
где X, Y – коэффициенты радиальной и осевой динамических нагрузок соответственно, выбираются в зависимости от типа подшипника и соотношения осевой и радиальной нагрузок Fа / Fr (см. табл. П.13);
V – коэффициент вращения (V = 1 при вращении внутреннего кольца,
V = 1,2 при вращении наружного кольца);
Kδ – динамический коэффициент, учитывающий влияние перегрузок на долговечность (для зубчатых передач и редукторов всех типов Kδ = 1,3 … 1,5);
Kт – коэффициент, учитывающий влияние температуры (Kт = 1 при температуре ниже 100 °С).
При отношении , где е – предельное значение этого отношения, приводимое в справочниках, осевую силу не учитывают.
При действии только радиальной нагрузки для подшипников с короткими цилиндрическими роликами расчет ведут по формуле
Pr = VFrKδKт. (6.43)
Рекомендации по выбору расчетных коэффициентов приведены в справочниках.
При частоте вращения п ≤ 10 мин-1 действующую нагрузку рассматривают как статическую и расчет ведут по статической грузоподъемности С0, приведенной в каталоге:
С0 ≥ P0r, (6.44)
где P0r – эквивалентная статическая радиальная нагрузка,
P0r = X0Fr + Y0Fa, (6.45)
где Fа, Fr – радиальная и осевая составляющие нагрузки, действующей на подшипник;
X0 – коэффициент статической радиальной нагрузки;
Y0 – коэффициент статической осевой нагрузки.
Подшипники, работающие при переменных режимах, подбирают по эквивалентной нагрузке, вызывающей такой же эффект усталости, что и весь комплекс действующих нагрузок. Тогда радиальная и осевая составляющие эквивалентной нагрузки, действующей на подшипник, определяются по формулам
Fr i = KE Ri ; Fa i = KE Fa i. (6.46)
Значения коэффициента эквивалентности KЕ определяются режимом работы (аналогично зубчатым колесам см. п. 3.2). При постоянном режиме нагружения KЕ = 1; при тяжелом KЕ = 0,8; при среднем равновероятностном KE = 0,63; при среднем нормальном KЕ = 0,56; при легком KЕ = 0,5; при особо легком режиме работы KЕ = 0,4.
Посадки подшипников
В системе соединений колец подшипников с валом и корпусом кольца принимают за основные детали, допустимые отклонения которых назначаются независимо от потребного характера посадок. Различные посадки обеспечивают выбором соответствующих отклонений шеек валов и отверстий корпусов (рис. 6.8). Таким образом, посадки внутренних колец подшипников осуществляют по системе отверстия, а наружных – по системе вала, иначе бы номенклатура подшипников многократно возросла, так как пришлось бы изготовлять подшипники для каждой посадки колец. В подшипниках качения поле допуска внутреннего кольца располагается не в тело, как это имеет место у основной детали в стандартной системе отверстия, а в противоположную сторону. Поэтому следует иметь в виду, что соединения «внутреннее кольцо – вал» получаются более плотными, чем обычные соединения системы отверстия при тех же отклонениях вала. Характер соединений «наружное кольцо – корпус» такой же, как и в обычных соединениях по системе вала при тех же квалитетах точности.
Рассмотрим два случая работы колец:
а) кольца вращаются относительно нагрузки и, следовательно, подвергаются так называемому циркуляционному нагружению;
б) кольца неподвижны относительно нагрузки и подвергаются местному нагружению.
Соединение вращающихся относительно нагрузки колец с сопряженными деталями должно осуществляться обязательно неподвижной посадкой во избежание обкатывания кольцом сопряженной детали, развальцовки посадочных поверхностей и контактной коррозии. Соединения неподвижных относительно нагрузки колец с сопряженными деталями осуществляются обычно более свободными посадками, чем вращающихся. Это связано с меньшей опасностью повреждения посадочных поверхностей, так как обкатывания кольцами сопряженных деталей не происходит. Кроме того, это важно для облегчения осевых перемещений колец при монтаже и температурных деформациях валов (во избежание защемления тел качения), а также для регулирования зазоров в подшипниках.
Тип подшипника сказывается на выборе посадок следующим образом. Посадки роликоподшипников в среднем выбирают более плотными, чем шарикоподшипников, в связи с большими нагрузками. Посадки радиально-упорных подшипников можно выбирать более плотными, чем радиальных, так как у последних посадочные натяги могут существенно искажать зазоры в подшипниках, а в радиально-упорных подшипниках зазоры устанавливают при сборке.
Посадки крупных подшипников из-за тяжелых нагрузок выбирают более плотными, чем средних и мелких.
Предельные отклонения посадочных поверхностей валов должны быть по допускам 5 … 6-го квалитетов, а корпусов – 6 … 7-го квалитетов.
Указания по выбору посадок приведены на рис. 6.8 и в табл. 6.13, 6.14.
Рис. 6.8. Схема расположения полей допусков на присоединительные
размеры подшипников вала и корпуса
Таблица 6.13
Поля допусков валов под подшипники
Поле допуска |
Условия работы и области применения |
|
А. Вращается вал (циркуляционное нагружение) |
k7 |
Особо тяжелые и тяжелые ударные нагрузки. Применяется в основном для роликоподшипников в тяжелом машиностроении |
m6 |
Тяжелые нагрузки; работа с толчками и ударами. Применяется в основном для роликоподшипников и крупных шарикоподшипников |
k6, k5 |
Средние нагрузки; тяжелые нагрузки в условиях необходимости частого перемонтажа. Применяются для всех типов подшипников; k6 – основное поле допусков в общем машиностроении |
js6 |
Легкие нагрузки и высокие частоты вращения; требования легкого перемонтажа и регулирования. Применяется для всех типов подшипников |
Окончание табл. 6.13
Поле допуска |
Условия работы и области применения |
|
Б. Вращается корпус (местное нагружение) |
h6 |
Тяжелые и нормальные нагрузки, в частности необходимость регулирования зазоров осевым перемещением внутреннего кольца |
g6 |
Нормальные и легкие нагрузки. Применяется для подшипников всех типов при невысоких требованиях к точности |
Таблица 6.14