Студопедия Главная Случайная страница Обратная связь

Разделы: Автомобили Астрономия Биология География Дом и сад Другие языки Другое Информатика История Культура Литература Логика Математика Медицина Металлургия Механика Образование Охрана труда Педагогика Политика Право Психология Религия Риторика Социология Спорт Строительство Технология Туризм Физика Философия Финансы Химия Черчение Экология Экономика Электроника

Расчёт долговечности элементов кинематических пар




Одна из причин нарушения работоспособности машины – изнашивание трущихся поверхностей кинематических пар. В результате износа элементов кинематических пар не только снижается прочность деталей и точность механизма, но и повышается нагрузка на подшипники от дополнительной неуравновешенности, вибрации, автоколебаний и биения оси цапфы в подшипниках.

Критериями оценки износа являются величина зазора D и скорость g изнашивания кинематической пары.

Для праработанных поверхностей элементов кинематических пар механизмов скорость изнашивания (износ в единицу времени) определяется по формуле [3]

, (1.68)

где d – линейный износ материала, м;

s – путь трения, м;

Vск – скорость скольжения элементов кинематических пар в относи тельном движении, м/с;

IS – удельный износ, т.е. износ, приходящийся на единицу пути трения; безразмерная величина.

Для установившегося режима работы машины средняя скорость изнашивания в точке контакта цапфы с подшипником определяется по формуле

. (1.69)

Решая совместно уравнения (1.68) и (1.69) при придельных значениях давления [r] и скорости скольжения [Vск], определим коэффициент износа K, т.е. износ элементов пары [м] за время t = 1с под действием давления в 1Н/м2:

. (1.70)

Интегрируя выражение (1.68) с учётом формулы (1.69), определим износ за время одного цикла работы машины:

. (1.71)

При установившемся режиме работы машины (r=const, Vск= const) износ вращательной пары за цикл составит:

. (1.72)

Для поступательной пары

, (1.73)

где w1 – среднее значение угловой скорости кривошипного вала;

j – угол охвата подшипником цапфы; при первом режиме работы подшипника j = ± p/2;

S – путь, пройденный ползуном за цикл работы машины;

S = 2H, (1.74)

где Н – ход ползуна, м.

При расчётном усилии Riк и работе подшипника по первому режиму (рис.1.8)

Рис.1.8. Простейший случай расчета износа: а – вращательной; б – поступательной кинематической пары.

максимальное давление определяется по формуле

rmax = Rik : (j × lik × rik) = 4Rik : (plik × dik), (1.75)

где j = p/2– угол охвата цапфы по первому режиму работы подшипника;

riк = d/2 – радиус цапфы, м;

Riк– расчётная нагрузка в кинематической паре.

Давление в поступательной паре определяется по формуле

, (1.76)

где F – площадь контакта ползуна с направляющей.

Для ползунов с сечением прямоугольной формы

F = a × b. (1.77)

Для круглых ползунов

F = p×D×l . (1.78)

Для поршней, имеющих уплотнительные (компрессионные) кольца,

F = p × D × z, (1.79)

где а, b – ширина и длина ползуна, м;

D, l – диаметр и длина поршня, м;

z – суммарная толщина уплотнительных колец, м.

Средняя скорость скольжения определяется по следующим формулам:

- для элементов вращательных пар

; (1.80)

- для поступательных пар

, (1.81)

где – расчётное по формуле (1.46) значение аналога угловой скорости звеньев, образующих кинематическую пару;

– расчётное значение аналога скорости скольжения звеньев в поступательном движении, м;

w – угловая скорость кривошипа, c-1.

Подшипники скольжения при перегрузках, в период пуска и остановки машины, когда угловая скорость вала недостаточна для поддержания жидкостного трения, а также при периодической смазке и с использованием самосмазывающихся материалов, работают в условиях полужидкостного и даже полусухого трения. Исходя из условия по обеспечению первого режима работы подшипника, допустимого удельного давления вала, величина предельного смещения оси вращения цапфы с оси подшипника определяется по формуле:

, (1.82)

где Р – предельно допустимая сила давления на подшипник, определяемая по формуле

, (1.83)

где Vik – скорость относительного скольжения, определённая по формуле (1.80), м/с;

w – абсолютная угловая скорость вращения цапфы, с–1;

[r] – допустимое давление на материал подшипника, принимается по данным приложения 1;

bn – ширина подшипника, м;

G – нагрузка на опору от веса звена, Н. Определяется по правилу распределения массы звена по двум точкам, принадлежащих этому звену;

dц – диаметр цапфы, м;

f – приведенный коэффициент трения для данной кинематической пары;

Kу – коэффициент уравновешенности ротора. В соответствии с ГОСТ 22061–76 «Система классов точности балансировки» для обеспечения работы цапф ротора по первому режиму на протяжении всего срока эксплуатации принимается Kу £ 0,5 (5–9-е классы точности балансировки роторов).

Величина максимально допустимого зазора в сопряжении определяется из соотношения

[d] = 2 [е] – dmin, (1.84)

где dmin = (12 – 15) × 10–6 – минимальный зазор в сопряжении по 8– 12-му классам чистоты поверхности, м.

Теоретически срок службы кинематической пары определяется по формуле

, (1.85)

где – число циклов, соответствующих изменению зазора в сопряжении от минимального до предельного значения;

t1 – продолжительность цикла, , (1.86)

где n1 – номинальная частота вращения кривошипного вала, об/мин;

3600 – коэффициент перевода секунд в часы.

Для определения срока службы кинематической пары следует придерживаться приведенной ниже последовательности.

1. Для выбранного материала подшипника по данным приложения принять параметры: [r], [Vск], Is.

2. По формуле (1.70) определить коэффициент износа подшипника.

3. По формуле (1.75) рассчитать максимальное давление в точке контакта элементов пары с наибольшим износом (при расчёте износа в поступательной паре следует использовать формулы (1.74 –1.76)).

4. По формуле (1.46) определить расчётные значения аналогов угловых скоростей звеньев в заданных положениях механизма.

5. По формуле (1.80) рассчитать скорость скольжения звеньев во вращательных парах (по формуле 1.81 – в поступательных парах).

6. Используя полученные данные, рассчитать цикловой износ:

- по формуле (1.72) – для вращательных;

- по формуле (1.73) – для поступательных пар.

7. По формуле (1.82) определить максимально допустимую величину зазора.

8. Используя данные пунктов 6 и 7, по формуле (1.85) рассчитать долговечность кинематической пары.

9. Проанализировать результаты силового анализа и сделать краткие выводы.

Литература

 

1. А р т о б о л е в с к и й И.И. Теория механизмов и машин/ И.И. Артоболевский. М.: Наука, 1988.

2. М а ш н е в М.М. Теория механизмов и машин и детали машин/ М.М. Машнев, Е.Я. Красковский, П.А. Лебедев. Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1980.

3. К р а г е л ь с к и й И.В. Трение, изнашивание и смазка: справ.пособие/ И.В. Крагельский, В.В. Алисин. Кн. 1,2. М.: Машиностроение, 1979.

 

 

Содержание

 

Введение...................................................................................................................................3
1. Силовой анализ механизмов...............................................................................................4
1.1. Цель и задачи силового анализа механизмов.............................................................4
1.2. Основные принципы и методы силового анализа.....................................................4
1.3. Указания и задание для выполнения курсового проекта..........................................5
1.4. Последовательность выполнения силового анализа механизмов............................5
1.5. Построение планов ускорений.....................................................................................6
1.6. Силы инерции звеньев механизма.............................................................................14
1.7. Реакции кинематических пар.....................................................................................15
1.8. Определение реакций в кинематических парах механизма....................................16
1.9. Расчёт входного звена................................................................................................20
1.10. Расчётные параметры кинематических пар.............................................................22
1.11. Материалы для узлов трения.....................................................................................24
1.12. Расчёт потерь мощности на трение в кинематических парах рычажного механизма....................................................................................................................24
1.13. Расчёт долговечности элементов кинематических пар..........................................27
Литература..............................................................................................................................31 Приложение............................................................................................................................32

 


Поможем в написании учебной работы
Поможем с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой





Дата добавления: 2015-10-18; просмотров: 488. Нарушение авторских прав; Мы поможем в написании вашей работы!

Studopedia.info - Студопедия - 2014-2022 год . (0.029 сек.) русская версия | украинская версия
Поможем в написании
> Курсовые, контрольные, дипломные и другие работы со скидкой до 25%
3 569 лучших специалисов, готовы оказать помощь 24/7