У вас вопросы?
У нас ответы:) SamZan.net

технологии машиностроения 120700 машины и технология высокоэффективных проце

Работа добавлена на сайт samzan.net: 2016-06-09

Поможем написать учебную работу

Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.

Предоплата всего

от 25%

Подписываем

договор

Имя

Выберите тип работы:

Принимаю Политику конфиденциальности

Скидка 25% при заказе до 6.3.2025

МИНИСТЕРСТВО ОБЩЕГО И ПРОФЕССИОНАЛЬНОГО

ОБРАЗОВАНИЯ РОССИЙСКОЙ ФЕДЕРАЦИИ

ВОЛОГОДСКИЙ ПОЛИТЕХНИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ

Кафедра теории и проектирования машин и механизмов

ДЕТАЛИ МАШИН

Методические указания к курсовому проекту

Расчет подшипников качения на долговечность

Факультет промышленного менеджмента

Специальности:

120100 - технологии машиностроения

120700 - машины и технология высокоэффективных

процессов обработки

150200 - автомобили и автомобильное хозяйство

Вологда 1997

УДК 621.831

Детали машин: Методические указания к курсовому проекту. Расчет подшипников качения на долговечность. - Вологда: ВоПИ, 1997.- 23 c.

Приведена методика подбора подшипников качения. Содержатся алгоритм расчета, формы подготовки исходных данных для применения ЭВМ, необходимые справочные материалы и методические рекомендации.

Утверждено издательско-библиотечным советом ВоПИ

Составители: В.П.Полетаев, канд. техн. наук, доцент;

A.A.Усов, доцент

Рецензент: A.A.Баринов, канд. техн. наук, профессор

ВВЕДЕНИЕ

Подшипники качения служат опорами осей, валов и являются важнейшими элементами конструкций множества машин. Их правильный подбор, монтаж и эксплуатация представляют собой серьезную и ответственную инженерную задачу. В процессе проектирования конструктор выбирает тип, конструктивное исполнение и габаритные размеры подшипника. Для рационального выбора подшипника необходимо знать свойства и возможность его применения. Рекомендуется, прежде всего, рассматривать возможность использования дешевого и простого в эксплуатации радиального однорядного шарикоподшипника. Применение других типов должно быть оправдано условиями эксплуатации, а именно, недостаточным ресурсом шарикоподшипника, необходимостью компенсировать значительные перекосы осей валов, потребностью в повышенной жесткости и т. д.

Настоящие методические указания основаны на стандартах ГОСТ18854-94, ГОСТ18855-94 и требованиях международных стандартов ИСО76-87, ИСО281-89. Они включают в себя методику подбора подшипников качения, алгоритм расчета, формы подготовки исходных данных для применения ЭВМ, необходимые справочные материалы и методические рекомендации.

Meтодические указания предназначены для студентов всех форм обучения специальностей 120100, 120700, 150200 при курсовом и дипломном проектировании, а также при выполнении расчетно - графических работ студентами дневной формы обучения и контрольных работ студентами - заочниками.

1. ОБЩАЯ СХЕМА ПОДБОРА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

Процедуру подбора подшипника качения для любой машины можно разделить на два последовательно выполняемых этапа:

1) предварительный выбор подшипника на основе логических заключений и анализа;

2) проверка долговечности предварительно выбранного подшипника расчетным путем.

В результате реализации первого этапа назначается тип и номер подшипника по справочным материалам. Расчет же долговечности дает ответ на вопрос о соотношении расчетного и требуемого ресурса предварительно назначенного подшипника. Очевидно, что расчетный ресурс должен превышать требуемый. При невыполнении этого условия принимается подшипник с большей грузоподъемностью, и расчет повторяется до достижения требуемого результата. Варьируемым параметром, как правило, служит серия подшипника, что позволяет добиться успеха без радикальной реконструкции подшипникового узла и существенного изменения схемы нагружения.

Для предварительного выбора подшипника необходимо учитывать следующее:

a) величину и направление действующей нагрузки (радиальная, осевая или комбинированная);

б) желаемые размеры подшипника (посадочные размеры вала, диаметр отверстия в корпусе, ширина);

в) требования к подшипнику, обусловленные конструкцией узла машины или механизма и эксплуатационными условиями, например, самоустанавливаемость подшипника с целью компенсации перекосов вала или корпуса, способность допускать осевое перемещение вала, условия монтажа, требования к габаритам узла, к жесткости, частоте вращения вала и т.д.

Можно рекомендовать следующие правила выбора типов подшипников в зависимости от типов передач:

цилиндрические прямозубые - шариковые радиальные однорядные подшипники;

цилиндрические косозубые - шариковые радиальные однорядные или шариковые радиально - упорные;

шевронные - шариковые радиальные или роликовые радиальные с короткими цилиндрическими роликами;

конические всех типов - шариковые радиально - упорные или роликовые конические подшипники;

червячные - шариковые радиально - упорные или роликовые конические подшипники, шариковые радиальные однорядные для “плавающих” опор, компенсирующих тепловую деформацию червяка.

После выбора типа подшипника и схемы их установки выполняется расчет на долговечность.

2. ПРОВЕРКА ДОЛГОВЕЧНОСТИ ПОДШИПНИКОВ

Для предварительно выбранных подшипников производится определение их долговечности расчетным путем и выполняется заключение о возможности использования в заданных условиях. Ниже подробно освещен алгоритм расчета, включающий в себя следующие необходимые действия:

а) составление расчетной схемы;

б) определение реакций опор;

в) определение эквивалентной динамической нагрузки;

г) вычисление расчетного ресурса;

д) оценку пригодности предварительно выбранного подшипника.

2.1. Составление расчетной схемы вала

При составлении расчетной схемы вала производится схематизация конструкции, опор и действующих нагрузок. Собственный вес валов, деталей передач и т.д. обычно не учитываются. Подшипники, одновременно воспринимающие осевые и радиальные нагрузки, заменяют шарнирно - неподвижными опорами, а подшипники, воспринимающие только радиальные нагрузки, шарнирно - подвижными.

Силы на валы передаются через насаженные на валы детали: зубчатые колеса, звездочки, шкивы, муфты и т.д. Полагают, что эти детали передают силы, и моменты валу на середине ширины своей рабочей части, например, зубчатого обода или обода шкивов. Пример расчетной схемы приведен на рис.2.1.

Рис.2.1. Расчетная схема вала

Важнейшим моментом составления расчетной схемы вала является определение направлений приложенных сил и точек приложения реакций опор. В табл.2.1. перечислены силы, источником которых является та или иная передача. Некоторые рекомендации по правильному определению направления этих сил изложены ниже.

Окружная сила Ft: направление этой силы всегда совпадает с направлением вращения ведомого элемента передачи (колеса).

Радиальная сила Fr: направлена по радиусу к центру шестерни (червяка) или колеса. Исключение из этого правила может составлять коническая передача с круговым зубом [3, с. 57].

Осевая сила Fa: направление этой силы однозначно можно указать только для прямозубой конической передачи - она направлена от вершины конуса к основанию. Во всех других случаях ее направление зависит от сочетания двух факторов - направления вращения элемента передачи и направления наклона зубьев или направления витков червяка. Более подробная информация приведена, например, в [5, с. 383].

Таблица 2.1

Силы, действующие на валы

Источник силы	Окружная Ft	Радиальная Fr	Осевая Fa	Сила давления на вал Fn	Сила от несоосности валов FM
Цилиндрическая прямозубая передача	+	+	-	-	-
Цилиндрическая косозубая передача	+	+	+	-	-
Шевронная передача	+	+	-	-	-
Коническая прямозубая передача	+	+	+	-	-
Коническая передача с круговым зубом	+	+	+	-	-
Червячная передача	+	+	+	-	-
Ременная передача	-	-	-	+	-
Цепная передача	-	-	-	+	-
Муфта	-	-	-	-	+

Сила давления на вал Fn: в ременных и цепных передачах эту силу полагают исправленной по линии центров шкивов или звездочек в сторону смежного элемента от расположенного на рассматриваемом валу элемента.

Сила от несоосности валов FM: направление этой силы в отношении окружной силы Ft может быть любым, что зависит от случайных неточностей монтажа. На расчетной схеме силу FM направляют так, чтобы она увеличивала напряжение деформации (худший случай), т.е. противоположно Ft.

Cилы в передачах определяются при их проектном расчете. Для вычисления Fм рекомендуются следующие соотношения:

ведущие и ведомые валы одноступенчатых редукторов и ведущие валы многоступенчатых редукторов Fм=125 H;
ведомые валы многоступенчатых редукторов Fм=250 H,

где Т - момент кручения на валу, Hм.

Действующие нагрузки направляются вдоль координатных осей, которые указываются рядом с расчетной схемой вала. Указываются значения этих нагрузок и диаметр делительной (начальной) окружности или средний диаметр для конических передач. На расчетной схеме указываются расстояния точки приложения действующих нагрузок до опор L1 (рис.2.1) и между опорами L, взятыми с эскизной компоновки.

Если нагрузки, действующие на вал и приведенные к оси вала, расположены в различных плоскостях, то их следует разложить на составляющие, лежащие в двух взаимно перпендикулярных плоскостях, и в каждой из этих плоскостей определять опорные реакции. Для радиальных подшипников (рис. 2.2) эта точка располагается на середине ширины подшипника, и расчет опорных реакций ведется по размеру L.

При определении радиальной реакции радиально - упорного подшипника (рис.2.3) следует иметь в виду, что точка приложения реакции находится в месте пересечения нормали к середине поверхности контакта тела качения с наружным кольцом и оси вала, т.е. на расстоянии a от торца кольца подшипника. Расстояние а может быть определено графически или по одной из следующих формул :

для радиально - упорных шарикоподшипников

a  B / 2 + (d + D)  tg / 4 , мм

для конических роликоподшипников

а  Т / 2 + ( d + D )  е / 6 , мм

Рис.2.2

Значения d , D , B , T , e и  для радиально - упорных шарикоподшипников выбирают по ГОСТ 831-75 и для роликовых конических подшипников по ГОСТ 27365-87 .

Рис.2.3

2.2 Определение опорных реакций

Расчет опорных реакций необходимо вести по размеру L1=L + B - 2a или L1=L + T - 2a .

Опорные реакции определяются, используя уравнения статики (M=0 относительно каждой опоры). Уравнение равновесия системы (FX=0) используется для проверки найденных значений.

Составляющие опорных реакций суммируются геометрически, т.е. опорные реакции определяют по формулам

FRA =; FRB = .

2.3. Определение эквивалентной динамической радиальной нагрузки

При определении эквивалентной динамической нагрузки необходимо учитывать следующее:

а) частоту вращения кольца подшипника, какое из колец (внутреннее или наружное) вращается;

б) состояние окружающей cреды (температура, влажность, запыленность);

в) характер нагрузки (постоянная, переменная, вибрационная, ударная);

г) необходимый ресурс в часах или миллионах оборотов;

д) требования к надежности;

Учитывая выше изложенное, определяют эквивалентную динамическую радиальную нагрузку для обеих опор в зависимости от типа подшипника по формулам :

а) для шариковых радиальных, радиально-упорных и роликовых радиально-упорных Рr= ( ХVFR + УFaп ) K  KT ;

б) для радиальных роликовых подшипников с короткими цилиндрическими роликами Рr= FR  K  KT;

Таблица 2.2

Рекомендуемые значения ресурсов подшипников различных

машин и коэффициента безопасности

N п/п	Машины, оборудование и условия их эксплуатации	L10h , ч	K
1	Машины для кратковременной или прерывистой эксплуатации, бытовое оборудование, строительные и монтажные краны и машины, тракторы	3000...8000	1,0...1,1
2	Машины того же назначения, что и в п.1, но с повышенными требованиями к надежности; подъемники и краны для штучных грузов, автомобили, комбайны, сельхозтехника	8000..12000	1,1...1,2
3	Машины для односменной работы, эксплуатируемые не всегда с полной нагрузкой; стационарные электродвигатели, редукторы, авиадвигатели	10000...25000	1,2...1,3
4	Машины того же назначения, что и в п.3, но работающие с полной нагрузкой; металлорежущие и деревообрабатывающие станки; печатные и текстильные машины, воздуходувки, грейферные краны	20000...30000	1,3...1,4
5	Машины для круглосуточной работы, приводы прокатного оборудования, компрессоры, шахтные подъемники, транспортные буксы, локомотивы	40000...50000	1,5...1,7
6	Трубопрокатные станы, вращающиеся печи, приводы судового оборудования, эскалаторы	60000...100000	1,7...2,0
7	Наиболее ответственные круглосуточные эксплуатируемые агрегаты, целлюлозные и бумагоделательные машины и оборудование, шахтные насосы и воздуходувки, коренные подшипники судовых двигателей	около 100000	2,0...2,5

в) для шариковых и роликовых упорно-радиальных

Рa= ( XFR + УFaп)  K  KT ;

г) для шариковых и роликовых упорных подшипников

Рa= Fап K  KT ,

где K - коэффициент безопасности (табл. 2.2.);

KT - температурный коэффициент (табл. 2.3.);

Рr - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка, H;

Ра - эквивалентная динамическая осевая нагрузка, H;

FR - радиальная нагрузка на подшипник, H;

Faп - осевая нагрузка на подшипник , H;

X - коэффициент радиальной нагрузки;

У - коэффициент осевой нагрузки;

V - коэффициент вращения , V = 1 при вращении внутреннего кольца и V = 1,2 при вращении наружного кольца подшипника;

Таблица 2.3

Значения температурного коэффициента

Рабочая температура ,  C	125	150	175	200	225	250
Кт	1, 05	1, 1	1, 15	1, 25	1, 35	1, 4

При выборе коэффициентов Х и У для предварительно назначенного подшипника выписываются следующие данные :

для шариковых радиальных ( ГОСТ 8338 - 75 ) и радиально - упорных ( ГОСТ 831 - 75 ) подшипников с углом контакта  < 18 значения базовой динамической радиальной Сr и статической радиальной С0r грузоподъемностей ;

для шариковых радиально - упорных подшипников (ГОСТ 831-75) с углом контакта   18 значение базовой динамической радиальной грузоподъемности Сr и из табл.2.4 значения коэффициента осевого нагружения е;

для конических роликовых подшипников ( ГОСТ 27365 - 87 ) значения базовой динамической радиальной грузоподъемности Сr и коэффициента осевого нагружения е или е из табл.2.5.

Таблица 2.4

Коэффициенты Х и У для шариковых радиальных

и радиально - упорных подшипников

Конструктив- ная разновид-		Относи- тельная	Для однорядного подшипника при	Для двухрядного подшипника при
ность под - шипника		осевая нагрузка	 e	> e	 e	> e	е
		Fa  Cоr	X	У	Х	У	Х	У	Х	У
		0,014				2,30				2,30	0,19
		0,028				1,99				1,99	0,22
		0,056				1,71				1,71	0,26
		0,084				1,55				1,55	0,28
Радиальный	0	0,110	1	0	0,56	1,45	1	0	0,56	1,45	0,30
подшипник		0,170				1,31				1,31	0,34
		0,280				1,15				1,15	0,38
		0,420				1,04				1,04	0,42
		0,560				1,00				1,00	0,44
		0,014				2,30		2,78		3,74	0,23
		0,028				1,99		2,40		3,23	0,26
		0,056				1,71		2,07		2,78	0,30
		0,085				1,55		1,87		2,52	0,34
	5	0,110	1	0	0,56	1,45	1	1,75	0,78	2,36	0,36
		0,170				1,31		1,58		2,13	0,40
		0,280				1,15		1,39		1,87	0,45
		0,420				1,04		1,26		1,69	0,50
		0,560				1,00		1,21		1,63	0,52
Радиально -		0,014				1,88		2,18		3,06	0,29
		0,029				1,71		1,98		2,78	0,32
упорный		0,057				1,52		1,76		2,47	0,36
	10	0,086	1	0	0,46	1,41	1	1,63	0,75	2,29	0,38
подшипник		0,110				1,34		1,55		2,18	0,40
		0,170				1,23		1,42		2,00	0,44
		0,29				1,10		1,27		1,79	0,49
		0,43				1,01		1,17		1,64	0,54
		0,57				1,00		1,16		1,63	0,54
		0,014				1,81		2,08		2,94	0,30
		0,029				1,62		1,84		2,63	0,34
		0,057				1,46		1,69		2,37	0,37
	12	0,086	1	0	0,45	1,34	1	1,52	0,74	2,18	0,41
		0,110				1,22		1,39		1,98	0,45
		0,170				1,13		1,30		1,84	0,48
		0,290				1,04		1,20		1,69	0,52
		0,430				1,01		1,16		1,64	0,54
		0,570				1,00		1,16		1,62	0,54

Продолжение табл. 2.4

		Fa  Cоr	X	У	Х	У	Х	У	Х	У
		0,015				1,47		1,65		2,39	0,38
		0,029				1,40		1,57		2,28	0,40
		0,058				1,30		1,46		2,11	0,43
	15	0,087	1	0	0,44	1,23	1	1,38	0,72	2,00	0,46
		0,120				1,19		1,34		1,93	0,47
		0,170				1,12		1,26		1,82	0,50
		0,290				1,02		1,14		1,66	0,55
		0,440				1,00		1,12		1,63	0,56
Радиально -		0,580				1,00		1,12		1,63	0,56
упорный	18
подшипник	19				0,43	1,00		1,09	0,70	1,63	0,57
	20
	24
	25		1	0	0,41	0,87	1	0,92	0,67	1,41	0,68
	26
	30				0,39	0,76		0,78	0,63	1,24	0,80
	35	----
	36				0,37	0,66		0,66	0,60	1,07	0,95
	40		1	0	0,35	0,57	1	0,55	0,57	0,93	1,14
	45		1	0	0,33	0,50	1	0,47	0,54	0,81	1,34
Сферический подшипник			1	0	0,40	0,40 ctg 	1	0,42 ctg 	0,65	0,65 ctg 	1,5 tg 
Радиальный однорядный со сьемным наружным кольцом			1	0	0,50	2,50					0,20

Примечания :

значения X , У и е для промежуточных значений относительной осевой нагрузки или для угла контакта  определяют линейной интерполяцией;

при выборе коэффициентов Х и У значения Fa принимаются равными Faп.

Таблица 2.5

Коэффициенты Х и У для радиальных и радиально-упорных

роликоподшипников

 e	 е
X	У	Х	У	е
подшипники однорядные
1	0	0,4	0,4сtg	1,5tg
подшипники двухрядные
1	0,45сtg	0,67	0,67сtg	1,5tg

Определение осевых составляющих S и осевых сил Fa (рис.2.4) для каждой опоры. Наклон контактных линий в радиально - упорных подшипниках

приводит к тому, что радиальные нагрузки FR сопровождаются внутренними осевыми силами S, которые стремятся раздвинуть кольца подшипника в осевом направлении. Этому препятствуют упорные буртики вала и корпуса с соответствующими реакциями FaA и FaB (рис.2.1). Для нормальной работы радиально- упорных подшипников не обходимо, чтобы в каждой опоре осевая сила Faп, нагружающая подшипник, была не меньше осевой составляющей от действия

Рис. 2.4

радиальных нагрузок, т.е. FaA  SA и FaB  SB. Иначе кольца могут раздвинуться. Кроме этого, для решения задачи принимают, что в одном из подшипников осевая сила равна минимально возможной по условию нераздвигания колец, т.е. Faп = S. Так как неизвестно, в каком из подшипников соблюдается это условие, задача решается методом попыток. Например, при FaA=SA, используя уравнение Fх=0, получим Faв = FaA - Fa и если при этом Faв  Sв, то осевые силы определены правильно. Если Faв  Sв, то принимают Faв=Sв и, используя уравнение Fx=0, получим FaА=Faв+Fa. При этом обязательно выполняется условие FaA  SA.

Значение сил S зависит от типа подшипника, угла  и условий сборки или регулировки подшипника.

Для радиально-упорных шариковых S=еFR.

Для конических роликоподшипников S=0,83еFR,

где е - параметр осевой нагрузки (табл. 2.4, 2.5);

FR - радиальная реакция подшипника.

Для шариковых и роликовых радиальных подшипников осевые составляющие S и осевые силы Faп не вычисляются, т.к. угол контакта в этих подшипниках равен 0.

Для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников с углом контакта   18 для каждой опоры по табл.2.4 в зависимости от отношения находят значение е.

Примечания:

Если для подшипников с углом контакта  = 12 не достает данных, величину е определяют по формуле

lgе= .

2. Для тех же подшипников с углом контакта  = 15

lgе=.

Для каждой опоры сравнивают отношение с коэффициентом основной нагрузки е и окончательно принимают значения коэффициентов X и У. При  е принимают Х=1, У=0. Для конических роликоподшипников принимают по табл.2.5. В этом случае осевая нагрузка Fa не оказывает влияния на величину эквивалентной динамической радиальной нагрузки.

При  е для радиальных и радиально-упорных шарикоподшипников принимают значения коэффициентов Х и У по табл.2.4, для конических роликоподшипников по табл.2.5.

В некоторых конструкциях подшипниковых узлов в одной опоре устанавливают два одинаковых радиальных или радиально-упорных однорядных подшипника. При этом пару подшипников рассматривают как один двухрядный подшипник, поэтому значения коэффициентов Х и У принимают как для двухрядных шарикоподшипников по табл.2.4 и двухрядных конических роликоподшипников по табл.2.5.

Если для обеих опор вала применяют подшипники одного типа и размера, тогда расчет производят по более нагруженной опоре. Расчет ведут параллельно для обеих опор до получения эквивалентных динамических нагрузок, по которым и определяют более нагруженную опору.

Для подшипников, работающих при переменных режимах нагружения, задаваемых циклограммой нагрузок определяют эквивалентную динамическую радиальную нагрузку (PE) при переменном режиме нагружения

РЕ= ,

где Pi и - динамическая радиальная нагрузка и долговечность в часах на каждом режиме.

2.4. Определение долговечности подшипника

Расчетную долговечность подшипника определяют по формуле

L10h = ч,

где n - частота вращения кольца, мин;

Cr - базовая динамическая радиальная грузоподъемность подшипника;

PE - эквивалентная динамическая радиальная нагрузка;

m - показатель степени: m=3-для шариковых подшипников, m=-для роликовых подшипников.

Если в одной опоре устанавливают два одинаковых подшипника, пару подшипников рассматривают как один двухрядный подшипник. При определении долговечности такого подшипникового узла вместо Сr подставляют базовую динамическую радиальную грузоподъемность комплекта Сr из двух подшипников: для шарикоподшипников Cr =1,625Cr, для роликоподшипников Cr =1,714Cr.

Базовая статическая радиальная грузоподъемность такого комплекта равна удвоенной номинальной грузоподъемности одного однорядного подшипника Cor =2Cor.

2.5. Оценка пригодности предварительно выбранного подшипника

Подшипник пригоден для машины, если расчетная долговечность больше или равна требуемой L10h  Lh. Рекомендуемые значения Lh приведены в табл.2.2. Если это условие не выполняется, то выбирают подшипники других серий и типов, увеличивают диаметр цапфы вала и пр.

3. РАСЧЕТ ПОДШИПНИКОВ НА ЭВМ

3.1. Подготовка исходных данных

Необходимые для расчета исходные данные оформляются в табличном виде по форме, приведенной в табл.3.1. При заполнении таблицы значения параметров принимаются на основе рекомендаций указанных ниже. При заполнении дробных параметров целое отделяется от дробной части не запятой, а точкой.

Ресурс работы передачи принимается на основании технического задания и рассчитанной ранее при подготовке исходных данных расчета редуктора на ЭВМ. Если заданный ресурс меньше рекомендованного ресурса (табл.2.2), то его можно принять равным по этой рекомендации.
Коэффициент вращения принимается по рекомендации, данной в п.2.3.
Коэффициент безопасности принимается по табл. 2.2.
Температурный коэффициент принимается по табл.2.3.
Коэффициенты  и  принимаются по заданному графику нагрузки. Коэффициенты  - это коэффициенты при моментах графика нагрузки указанного в техническом задании, а коэффициенты  - это коэффициенты при времени работы этих моментов. В табл.3.1 вносятся 4 значения коэффициентов  и , причем, вместо недостающих вписываются нули.
В строке “ наименование вала “ при заполнении свободной графы “ значение параметра “ следует указать наименование вала, для которого выполняется расчет подшипников.
Схема установки подшипников. При заполнении этой строки указывается номер схемы установки подшипников. Программой расчета подшипников предусмотрены следующие номера схем установки:

При отсутствии осевых сил в зацеплении и на подшипники принимается номер схемы - 0.

При фиксировании опор “в распор“ принимается схема номер 1.

При фиксировании опор “врастяжку” принимается схема номер 2.

Если левая опора зафиксирована, а правая опора плавающая принимается схема номер 3.

При правой зафиксированной опоре и левой плавающей опоре принимается схема номер 4.

Диаметры цапф в опорах А и В указываются согласно принятых значений в разделе “ Расчет и конструирование валов “.
Частота вращения вала вводится из распечатки редуктора согласно принятого варианта расчета.
На общей расчетной схеме вала (табл.3.1) указаны точки с 1-й по 6-ю, в которых могут быть приложены силы и моменты. На этой схеме даны положительные направления сил и моментов. Если на Вашей расчетной схеме силы или моменты имеют противоположное направление, то силы и моменты вводятся со знаком минус. Значения сил принимаются из распечатки редуктора для принятого варианта расчета. Значения моментов принимаются из расчетов:

М1=Fa110; М2=Fa210, . . . М6=Fa610,

где d - делительный, начальный или средний диаметр в мм;

Fa- осевая сила в соответствующем сечении вала в H.

Схема нагружения вала в горизонтальной плоскости. Здесь указываются силы, которые изгибают вал в горизонтальной плоскости ХОУ (рис.2.1) и могут быть приложены в любой из указанных точек. Для рис.2.1 силы и изгибающие моменты действуют между опорами А и В. Следовательно, они могут быть приложены в любой из точек 2, 3, 4 или 5.
После схемы нагружения вала в горизонтальной плоскости, указываются значения сил и моментов, действующих в приложенной точке вала с соответствующим знаком. F1-F6 это силы, которые действуют перпендикулярно оси вала в приложенных точках. FA1 - FA6 - осевые силы и М1 - М6 - изгибающие моменты, действующие в соответствующих точках. В точках, в которых отсутствуют силы и моменты, вводятся нулевые значения.
Указываются силы и изгибающие моменты, действующие в вертикальной плоскости ZOУ и их значения. В точках, в которых отсутствуют силы и моменты, вводятся нулевые значения.
В строке координаты сечений вала указываются расстояния от опоры А до точки (или точек) приложения сил. В точках, в которых отсутствуют силы и моменты принимается значение 0.

Таблица 3.1

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ ДЛЯ РАСЧЕТА ПОДШИПНИКОВ

N п/п	Параметры и размерность	Значение параметра	Расчетная схема вала
1	Фамилия		F1 Fa1 F2 Fa2 F3 Fa3 F4 Fa4 F5 Fa5 F6 Fa6
2	Группа		M1 A M2 M3 M4 M5 B M6
3	Задание - вариант		1 2 3 4 5 6
4	Заданный ресурс подшипника , ч		L1 L2
5	Коэффициент вращения		L3
6	Коэффициент безопасности		L4
7	Температурный коэффициент		L5
8	Коэффициент 			Laв
				L6
9	Коэффициент 			На расчетной схеме даны положительные
				направления сил и моментов
10	Наименование вала
11	Схема установки подшипников
12	Диаметры цапф , мм	опора А
		опора В
13	Частота вращения вала, мин-1

Продолжение табл. 3.1

14	Cxeма нагружения вала в горизонтальной плоскости	1 A 2 3 4 5 B 6	1 A 2 3 4 5 B 6	1 A 2 3 4 5 B 6
		F1	F2
15	Значения сил и мо-	F3	F4
	ментов в сечениях	F5	F6
	вала , Н и Нм	Fa1	Fa2
		Fa3	Fa4
		Fa5	Fa6
		M1	M2
		M3	M4
		M5	M6
16	Схема нагружения вала в вертикальной плоскости	1 A 2 3 4 5 B 6	1 A 2 3 4 5 B 6	1 A 2 3 4 5 B 6
		F1	F2
		F3	F4
17	Значения сил и мо -	F5	F6
	ментов в сечениях	Fa1	Fa2
	вала, Н и Нм	Fa3	Fa4
		Fa5	Fa6
		M1	M2
		M3	M4
		M5	M6
18	Координаты сечений	L1	L2
	вала , мм	L3	L4
		L5	L6
		Laв

3.2. Ввод исходных данных на ЭВМ

Исходные данные вводятся на персональных компьютерах в диалоговом режиме в той же последовательности, в которой подготовлены исходные данные. Руководство по использованию персонального компьютера выдается преподавателем каждому студенту на время работы с ним.

3.3. Анализ результатов расчета

В результате расчетов на ЭВМ в распечатке (табл.3.2) указываются исходные данные для контрольной проверки, а также подшипники, которые удовлетворяют заданному ресурсу. Выбор подшипников осуществляется согласно рекомендаций в п.1. Предпочтение следует отдавать подшипнику, расчетная долговечность которого наиболее близка к заданной.

4. ОФОРМЛЕНИЕ РАЗДЕЛА РАСЧЕТНО-ПОЯСНИТЕЛЬНОЙ

ЗАПИСКИ

Результаты расчетов, полученные в соответствии с настоящими методическими указаниями, оформляются в разделе расчетно-пояснительной записки, имеющем название “Расчет и выбор подшипников на ЭВМ”. В свою очередь, раздел состоит из следующих подразделов:

подготовка исходных данных;
расчет и анализ полученных результатов.

В первом разделе в последовательности, предусмотренной табл.3.1., даются подробные пояснения по составу и источникам получения исходных данных. Приводятся также необходимые вспомогательные расчеты. Так, например, изгибающий момент в рассматриваемом сечении вычисляется по формулам:

для цилиндрических и червячных передач Мi=Fai Hм,

где Fai - осевая сила в зацеплении, H;

di - делительный диаметр рассматриваемого элемента передачи, мм;

для конических передач Мi=Fai Hм,

где dmi - средний делительный диаметр зубчатого элемента, который при известном внешнем делительном диаметре dei находится как dmi=0,8575dei мм.

Значения Fai, di, dei принимаются из распечаток расчетов соответствующих передач.

Для составления расчетной схемы вала на эскизной компоновке указываются:

Таблица 3.2

РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ ПО ЗАДАННОМУ РЕСУРСУ

КАФЕДРА ТПММ

ДИСЦИПЛИНА ДЕТАЛИ МАШИН

СТУДЕНТ (Ф.И.О.) ИВАНОВ

ГРУППА МТ-32

ЗАДАНИЕ (ВАРИАНТ) 3-2

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

ВАЛ ПРОМЕЖУТОЧНЫЙ

НОМЕР СХЕМЫ УСТАНОВКИ ПОДШИПНИКОВ 1

ДИАМЕТРЫ ЦАПФ В ОПОРАХ А И В, мм 35 35

ЗАДАННЫЙ РЕСУРС ПОДШИПНИКОВ, Ч 9000

ЧАСТОТА ВРАЩЕНИЯ ВАЛА, ОБ/МИН 117.75

КОЭФФИЦИЕНТ ВРАЩЕНИЯ 1.0

КОЭФФИЦИЕНТ БЕЗОПАСНОСТИ 1.3

ТЕМПЕРАТУРНЫЙ КОЭФФИЦИЕНТ 1.05

ПАРАМЕТРЫ РЕЖИМА НАГРУЖЕНИЯ:

КОЭФФИЦИЕНТ АЛЬФА 1.00 0.60 0.00 0.00

КОЭЭФИЦИЕНТ БЭТА 0.17 0.83 0.00 0.00

СИЛЫ И МОМЕНТЫ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ В СЕЧЕНИЯХ ВАЛА:

ГОРИЗОНТАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ: F1,F2,F3,F4,F5,F6, H 0. 4201.51 1572.31 0. 0. 0.

FA1,FA2,FA3,FA4,FA5,FA6, H 0. 0. 0. 0. 0. 0.

M1,M2,M3,M4,M5,M6, HM 0. 0. 0. 0. 0. 0.

ВЕРТИКАЛЬНАЯ ПЛОСКОСТЬ: F1,F2,F3,F4,F5,F6, H 0. 1595.74 404.22 0. 0. 0.

FA1,FA2,FA3,FA4,FA5,FA6, H 0. -943.84 1235.55 0. 0. 0.

M1,M2,M3,M4,M5,M6, HM 0. 22.80 86.48 0. 0. 0.

КООРДИНАТЫ СЕЧЕНИЙ ВАЛА:

L1,L2,L3,L4,L5,L6,LAB, ММ 0. 38.00 85.00 0. 0. 0. 128.

РЕЗУЛЬТАТЫ РАСЧЕТА:

		Размеры подшипника	Грузоподъемность	Расчетный ресурс	Реакции в плоскотях
Наименование опоры	Номер подшипн.	Внутренний диаметр, мм	Наружный диаметр, мм	Ширина В или Т, мм	Угол контакта, град.	динамическая, H	статическая, H	подшипника в час	Горизонтальная, Н	Вертикальная, Н
Опора А	36207	35	72	17.00	12	20002	17795	13600	-3598.3	-2219.9
Опора В	36207	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2255.5	220.0
Опора А	46207	35	72	17.00	26	28998	16402	80891	-3695.3	-2396.2
Опора В	46207	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2158.5	396.2
Опора А	46307	35	80	21.00	26	42604	24701	277658	-3710.3	-2423.4
Опора В	46307	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2143.6	423.5
Опора А	2007107	35	62	18.00	17	40201	30499	408850	-3618.8	-2257.2
Опора В	2007107	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2235.0	257.2
Опора А	7207	35	72	18.25	14	48402	32500	768906	-3609.8	-2240.9
Опора В	7207	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2244.0	240.9
Опора А	7507	35	72	24.25	14	61596	44998	1717166	-3609.8	-2240.9
Опора В	7507	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2244.0	240.9
Опора А	7307	35	80	22.75	12	68199	5000	2433530	-3603.2	-2228.9
Опора В	7307	подшипник выбран по более нагруженной опоре А	-2250.6	228.9

направление вращения вала, которое определяется исходя из направления движения рабочего органа исполнительной машины;

точки приложения сил, действующих в передачах, муфтах (см. п.2.1.);

точки приложения реакций опор, которые независимо от типа предварительно выбранного подшипника совпадают с его геометрическим центром;

координаты сечений вала Li (см. табл.3.1.).

Во втором подразделе даются пояснения по методике расчета, используемым средствам, программном обеспечении. Приводится также анализ полученных результатов в соответствии с п.3.3. Данные по выбранному окончательно варианту обводятся в рамку.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ГОСТ18854-94 (ИСО 76-87). ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ. Статическая грузоподъемность. - Взамен ГОСТ18854-82; Введ. 01.01.97.-Минск: Изд-во стандартов, 1996-13c.
ГОСТ18855-94 (ИСО 281-89). ПОДШИПНИКИ КАЧЕНИЯ. Расчет динамической грузоподъемности, эквивалентной динамической нагрузки и долговечности. - Взамен ГОСТ18855-82; Введ. 01.01.97. - M.: Изд-во стандартов, 1996-19c.
Детали машин и подъемно-транспортные устройства: Методические указания к курсовому проекту. Часть 1: расчет зубчатых и червячных передач. - Вологда: ВПИ, 1985, - 57c.
Дунаев П.Ф.,Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин.-M.: Высш. шк., 1985.-416c.
Иванов М.H. Детали машин.- M.: Высш. шк., 1991.-383c.
Перель Л.Я., Филатов А.A. Подшипники качения: Расчет, проектирование и обслуживание опор: Cправочник.-M.: Машиностроение, 1992.-608c.
Проектирование механических передач: Учебно-справочное пособие для втузов / С.А.Чернавский, Г.А.Снесарев, Б.С.Козинцов и др.-M.: Машиностроение, 1984.-560c.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение.............................................................................................. 3

Общая схема подбора подшипников качения.........................… 3
Проверка долговечности подшипников..................................... ..4

2.1. Составление расчетной схемы вала.......................................... .5

2.2. Определение опорных реакций...............................................…8

2.3. Определение эквивалентной динамической радиальной

нагрузки.............................................................................................…8

2.4. Определение долговечности подшипника................................ 15

2.5. Оценка пригодности предварительно выбранного

подшипника........................................................................................ 16

Расчет подшипников на ЭВМ....................................................... 16

3.1 Подготовка исходных данных.................................................... 16

3.2 Ввод исходных данных на ЭВМ.................................................20

3.3 Анализ результатов расчета........................................................ 20

Оформление раздела расчетно-пояснительной записки........... 20

Cписок использованных источников............................................... 22

FRB

FRA

Fа

FAZ

FAУ

FВZ

FВУ

FRB

FRA



Fап



1. финансовый расчет
2. При рассмотрении споров и решении вопроса о правомерности формирования себестоимости арбитражный суд ис
3. Проектирование и реализация рекламных акций
4. Економіст де відстоював вільні підприємницькі ідеї індивідуальне самовиявлення особи від обме
5. Сможете ли вы устоять Анализ результатов
6. 20 см; нижнее 20 см; левое 30 см; правое 15 см Шрифт Times New Romn Р
7. на тему- Свобода как сущностное свойство человека.html
8. Аллах ~ Творец всякой вещи сура азЗумар аят 62
9. на тему- Реконструкция зданий и сооружений Выполнил- студент Терехов А
10. На тему- Ислам как государствообразующий фактор

Материалы собраны группой SamZan и находятся в свободном доступе