Изучение конструкции и расчет подшипников качения

УДМУРТСКИЙ ГОСУДАРСТВЕННЫЙ  УНИВЕРСИТЕТ ИНСТИТУТ ГРАЖДАНСКОЙ  ЗАЩИТЫ Кафедра общеинженерных дисциплин         Лабораторная  работа №1 и №2 по дисциплине «Детали машин» Вариант 2           Выполнил:                                                                                   Сунцов А.В. студент группы ВН 330600-21                                                 “__”________ 2012г. Принял:                                                                                        Перминов Н. А.  доцент, к.т.н.                                                                             “__”________ 2012г.                                                                                                               Ижевск 2012г.

 

Лабораторная  работа №1

«Изучение конструкции и расчет подшипников качения»

Цель: изучить конструкцию подшипников качения, ознакомиться с классификацией и системой условных обозначений подшипников, техническими характеристиками и областью применения, расчет ресурса подшипника.

d - 50мм - внутренний диаметр;

D - 90мм - наружный диаметр;

B - 20мм - ширина колец;

С _r- 35.1кН - динамическая грузоподъемность;

С_с - 19.8кН;

F_r - 1400Н - радиальная нагрузка;

F_a - 600Н - осевая нагрузка;

n - 1200мин^-1 - частота вращения.

Тип подшипника: радиальный, шариковый, однорядный, легкой серии. Обозначение – 210.

Определим эквивалентную  радиальную нагрузку:

P_p=(xvF_r+yF_a)K_бK_т, где

K_б - коэффициент безопасности, K_б = 1.3;

K_т – температурный коэффициент, K_т = 1;

v - коэффициент вращения, v = 1;

x, y - коэффициенты повреждения радиальной и осевой нагрузки, x = 0.56,

y = 1.99;

P_p= (0.56*1*1400+1.99*600)*1.3*1=2571.4(Н).

 

 

 

 

 

 

Определим ресурс в миллионах оборотов L до появления признаков усталости по формуле

L = a₁a₂₃(C_rP_r)^p, где

p – показатель степени, равны для шарикоподшипников 3;

a₂₃ – коэффициент, учитывающий качество металла подшипника и условия эксплуатации, a₂₃ = 1;

a₁ – коэффициент, зависящий от требуемой вероятности безотказной работы, при P(t) = 0.9, a₁ = 1;

L =1*1*(35100/2571.4)³ = 2543.37 (млн. оборотов);

L_h = 10⁶/(60*1200)*2543.37 = 35324. ч. – ресурс подшипника в часах.

ОТЧЕТ

1.Основные данные подшипников.

Обозначение подшипника	Размеры, мм			Грузоподъемность, кН
	d	D	B	Cr	Cc
210	50	90	20	35,1	19,8

 

3.Тип подшипника: радиальный, шариковый, однорядный, легкой серии. Обозначение – 210.

Область применения: Зубчатые передачи. Редукторы всех типов. Буксы рельсового подвижного состава. Шпиндели шлифовальных станков, электрошпиндели.

4.Исходные данные  и результаты расчетов.

Обознач. Подшипн.	Нагрузка,Н		n, мин	Вращ. кольцо	Коэффициент			Kб	a23
	Fr	Fa			x	y	e
210	1400	600	1200	В	0.56	1.99	0.428	1.3	1

 

Обознач. Подшипн.	P(t)	a1	Ресурс
			L,млн.об	Lh,час
210	0.9	1	2543.37	35324.583

 

 

 

 

5.Расчетные формулы и вычисления.

P_p=(xvF_r+yF_a)K_бK_т,

P_p= (0.56*1*1400+1.99*600)*1.3*1=2571.4(Н),

L = a₁a₂₃(C_rP_r)^p,

L =1*1*(35100/2571.4)³ = 2543.37⁽млн оборотов),

L_h = 10⁶/(60*1200)*2543.37 = 35324.583 ч. – ресурс подшипника в часах.

 

Вывод: подшипники встречаются в своем многообразии во многих механизмах, они служат для поддержания в пространстве и обеспечения возможности вращения валов и восприятия ими нагрузок. Расчет подшипника – нужный и важный этап проектирования, для обеспечения должной и долгой работы механизмов от маленьких до больших.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Литература:

1.Решетов Д.Н. Детали машин. – М.: Машиностроение, 1989. – 496с.

2.Иванов Г.Б. Детали машин. – М.: Высшая школа, 1998. – 367с.

3.Иванов М.Н., Финогенов В.А.Детали машин: Учеб. для втузов рек. МО РФ. – М.: Высшая школа, 2006. – 407с.

4.Шейнблит А.Е. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие. – М.:Высшая школа, 1991. – 432с.

5.Дунаев П.Ф. Детали машин: Курсовое проектирование: Учеб. пособие для машиностроит. спец. техникумов /П.Ф.Дунаев, О.П.Лёликов. – 2-е изд. перераб. и доп. – М.: Высшая школа, 1990. – 398с.

6.Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие для учащихся машиностроительных спец. сузов,  /С.А.Чернавский, К.Н.Боков, И.М.Чернин и др. – 3-е изд., стер, , перепечатка с изд. 1987г. – М.: Альянс, 2005. – 414с.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

Лабораторная  работа №2

«Изучение конструкций, кинематический и силовой расчет зубчатого редуктора»

Цель: Изучить конструкцию цилиндрического зубчатого редуктора, его узлов и деталей, способ смазывания зацепления и подшипников. Ознакомиться с технологическими операциями разборки и сборки редуктора. Рассчитать силовые и кинематические параметры редуктора.

1.Червячный редуктор.

На валах редуктора  имеются червячные шестерни, на выходном валу у шестерни 18 зубьев, на выходном – 1 зубьев. На каждом валу находиться по 2 однорядных радиальных шариковых подшипника качения. Масло заливается и сливается из одного места, расположенного  основании редуктора. Контроль масла – визуально.

В статике находится в  покое, в динамике – большие обороты  передаются на входной вал и, преобразуясь, передаются на выходной вал, который  крутиться с малой скоростью.

Кинематический расчёт редуктора.

Определим передаточное число  зубчатой передачи:

, где

Z₁ – число зубьев на шестерне быстроходного вала;

Z₂ – число зубьев на шестерне тихоходного вала.

U = = 18

Определим частоту вращения тихоходного вала:

n_б = 300(мин^-1)

n_т = = 16.67(мин^-1)

 

 

 

 

 

 

 

Силовой расчёт редуктора.

Мощность на тихоходном валу:

Р_Т=Р_Б∙η_ЗП∙η_П^К, где

 

Р_Б – мощности на быстроходном валу Р_Б =2.1(кВт);

η_ЗП – кпд зубчатой передачи. Для цилиндрической – 0,97; конической – 0,96; червячной – 0,92;

η_П=0,99 – кпд одной пары подшипников;

К – количество пар подшипников в редукторе.

Р_т = 1.3*10³*0.92*0.99² =1.172(кВт)

Вращающие моменты:

;

 

.

Т_б = 9550* = 41383.33 = 41.383 (кНм);

Т_т = 9550* = 671421.72 = 671.421(кНм).

Результаты расчётов                                                                  Таблица3

Вал	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм
Быстроходный	1.3	300	41383.33
Тихоходный	1.172	16.87	671421.72

 

2.Конический редуктор.

На валах редуктора  имеются конические шестерни, на выходной и выходной вал совпадает по конструкции и параметрам и имеет по 17 зубьев, поэтому передаточный момент равен 1. На каждом валу находиться по 1 подшипнику скольжения, которые смазываются через отверстия в корпусе. Масло заливается через отверстия в корпусе, расположенные по бокам редуктора. Сливается – через крышку в основании корпуса. Контроль масла – визуально.

В статике находится в  покое, в динамике – совершают вращения.

Кинематический расчёт редуктора.

Определим передаточное число  зубчатой передачи:

 

 

 

 

 

 

, где

Z₁ – число зубьев на шестерне быстроходного вала;

Z₂ – число зубьев на шестерне тихоходного вала.

U = = 1

Определим частоту вращения тихоходного вала:

n_б = 300(мин^-1)

n_т = =300(мин^-1)

Силовой расчёт редуктора.

Мощность на тихоходном валу:

Р_Т=Р_Б∙η_ЗП∙η_П^К, где

 

Р_Б – мощности на быстроходном валу Р_Б =1.3(кВт);

η_ЗП – кпд зубчатой передачи. Для цилиндрической – 0,97; конической – 0,96; червячной – 0,92;

η_П=0,99 – кпд одной пары подшипников;

К – количество пар подшипников в редукторе.

Р_т = 1.3*10³*0.96*0.99¹ =1.236(кВт)

Вращающие моменты:

;

 

.

Т_б = 9550* = 41383.33= 41.383 (кНм);

Т_т = 9550* = 39346 = 39.346(кНм).

Результаты расчётов                                                                  Таблица3

Вал	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм
Быстроходный	1.3	300	41383.33
Тихоходный	1.236	300	39346

 

 

 

 

 

 

3.Двухступенчатый  цилиндрический редуктор.

На трех валах редуктора расположены цилиндрические шестерни, зубья которых примые.

1 – шестерня быстроходного  вала, имеет 18 зубьев;

2 – тихоходный вал, на шестерне 60 зубьев;

3 – передаточный вал, передает вращение от тихоходного к быстроходному валу – 20 и 70 зубьев;

На каждом валу находиться по 2 однорядных радиальных шариковых подшипника качения. Масло заливается через специальное отверстие, в этом же отверстии расположен щуп для контроля уровня масла, слив отработанного масла производится через специальное отверстие в корпусе редуктора.

В статике находится в  покое, в динамике – большие обороты  передаются на входной вал и, преобразуясь, передаются на выходной вал, который  крутиться с малой скоростью.

Кинематический расчёт редуктора.

Определим передаточное число  зубчатой передачи:

, где

Z₁ – число зубьев на шестерне быстроходного вала;

Z₂ – число зубьев на шестерне тихоходного вала.

U =* = 11.65

Определим частоту вращения тихоходного вала:

n_б = 300(мин^-1)

n_т = = 25.75(мин^-1)

Силовой расчёт редуктора.

Мощность на тихоходном валу:

Р_Т=Р_Б∙η_ЗП∙η_П^К, где

 

 

 

 

 

 

 

 

Р_Б – мощности на быстроходном валу Р_Б =1.3(кВт);

η_ЗП – кпд зубчатой передачи. Для цилиндрической – 0,97; конической – 0,96; червячной – 0,92;

η_П=0,99 – кпд одной пары подшипников;

К – количество пар подшипников в редукторе.

 

Р_т = 1.3*10³*0.97*0.99³ =1.224(кВт)

Вращающие моменты:

;

 

.

Т_б = 9550* = 41383.33 = 41.383 (кНм);

Т_т = 9550* = 453786.33 = 453.786 (кНм).

Результаты расчётов                                                                  Таблица3

Вал	Р, кВт	n, мин-1	Т, Нм
Быстроходный	1.3	300	41383.33
Тихоходный	1.224	25.75	453786.33