Размещено на http://www.allbest.ru/

МИНИСТЕРСТВО ОБРАЗОВАНИЯ РЕСПУБЛИКИ БЕЛАРУСЬ

Учреждение образования

«Гродненский государственный университет имени Янки Купалы»

Факультет инновационных технологий машиностроения

Кафедра машиноведения и технической эксплуатации автомобилей

Специальность «Техническая эксплуатация автомобилей»

Курсовой проект

по дисциплине «Триботехника в автотранспортном комплексе»

Выполнил:

Солтан Алексей Николаевич

Курс 5 группа 102

Проверила: преподаватель

Горячёва Е.Т.

г. Гродно 2014

Размещено на http://www.allbest.ru/

СОДЕРЖАНИЕ

гидродинамический подшипник скольжение опора

ВВЕДЕНИЕ

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКА

3. ВЫБОР ПОСАДКИ ПОДШИПНИКА

4. ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКЕ

5. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВКЛАДЫША

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

ВВЕДЕНИЕ

В ходе выполнения курсового проекта был выполнен расчёт и проектирование конструкции гидродинамического радиального подшипника скольжения, а так же его элементов.

Подшипники скольжения - это опоры вращающихся деталей, работающие в условиях скольжения поверхности цапфы по поверхности вкладыша подшипника. Радиальный подшипник скольжения представляет собой корпус, имеющий цилиндрическое отверстие, в которое вставляется рабочий элемент -- вкладыш, или втулка из антифрикционного материала и смазывающее устройство.

По направлению воспринимаемой нагрузки подшипники различаются на:

Радиальные - воспринимают нагрузку, направленную перпендикулярно оси вала;

Упорные - воспринимают нагрузку, направленную вдоль оси вала;

Совмещенные - воспринимают нагрузку, как осевую, так и радиальную.

В зависимости от конструкции, окружной скорости цапфы, условий эксплуатации, трение скольжения бывает сухим, граничным, жидкостным и газодинамическим. Однако даже подшипники с жидкостным трением при пуске проходят этап с граничным трением.

Смазка является одним из основных условий надёжной работы подшипника и обеспечивает низкое трение, разделение подвижных частей, теплоотвод, защиту от вредного воздействия окружающей среды.

Смазка может быть:

· жидкой (минеральные и синтетические масла, вода для неметаллических подшипников),

· пластичной (на основе литиевого мыла и кальция сульфоната и др.),

· твёрдой (графит, дисульфид молибдена и др.) и

· газообразной (различные инертные газы, азот и др.).

1. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РЕАКЦИЙ В ОПОРАХ

Исходя из схемы нагружения (рисунок 1.1) составим систему уравнений с двумя неизвестными:

Рисунок 1.1 Схема нагружения вала

(1.1)

Подставив исходные данные: F = 8755Н, L = 400 мм находим, что

Н

Так как реакции в опорах одинаковы, то в дальнейшем расчет будем производить для одной опоры.

2. ОПРЕДЕЛЕНИЕ РАЗМЕРОВ ПОДШИПНИКА

Минимальный диаметр вала , мм исходя из условия прочности вычисляется по формуле:

(2.1)

где - реакция в опоре вала, Н; - допустимое удельное давление для материала вкладыша.

Для данного случая выберем материал БК со следующими допустимыми значениями [p], Н/мм2; V, м/с и pV, Н/мм2*м/с:

[p] = 11,76 Н/мм2;

V = 6 м/с;

pV = 49 Н/мм2*м/с.

Подставив принятые значения, рассчитаем минимальный диаметр вала:

В соответствии с таблицей нормальных диаметров общего назначения по ГОСТ 6636-69 выбираем окончательное значение диаметра вала d_в:

Ширина вкладыша , мм вычисляется по формуле

Где - относительная длина подшипника.

По условию 0,5. Подставив в (2.2) получим:

Расчетное удельное давление , в подшипнике определяется по формуле

Расчетная скорость , м/с в подшипнике определяется по формуле

Поскольку выполняются условия: , и , то можно сделать вывод, что выбор материала вкладыша и диаметра вала был сделан правильно.

3. ВЫБОР ПОСАДКИ ПОДШИПНИКА

Посадку Н7/f7 применяют в подшипниках скольжения при умеренных и постоянных скоростях и нагрузках, в том числе в коробках скоростей, центробежных насосах; для вращающихся свободно на валах зубчатых колес, а также колес, включаемых муфтами; для направления толкателей в двигателях внутреннего сгорания. Более точную посадку этого типа - H6/f6 используют для точных подшипников, золотниковых пар гидравлических передач легковых автомобилей.

Согласно выбранной посадки становятся известными предельные отклонения для вала (ei, es) и отверстия (EI, ES). При расчете зазоров диаметр отверстия равен диаметру вала .

EI = 0; ES = 0,021 мм; ei = -0,041 мм; es = -0,02 мм.

Минимальный диаметр отверстия , мм определяется по формуле

	(3.1)

Максимальный диаметр отверстия , мм определяется по формуле

	(3.2)

Минимальный диаметр вала , мм определяется по формуле

	(3.3)

Максимальный диаметр вала , мм определяется по формуле

	(3.4)

Соответственно получим:

Относительный зазор , мм в подшипнике вычисляется по формуле

	(3.5)

Где ;

.

Изменение относительного зазора в результате теплового воздействия в подшипнике составит:

	(3.6)

Где - коэффициент линейного теплового расширения материала вкладыша подшипника, К^-1;

- коэффициент линейного теплового расширения материала вала, К^-1;

- эффективная (рабочая) температура подшипника

Коэффициент линейного теплового расширения для баббита , для стали .

Эффективный относительный зазор , мм в подшипнике вычисляется по формуле

	(3.7)

Эффективная динамическая вязкость , Па*с жидкого смазочного материала вычисляется по формуле

	(3.8)

- плотность жидкого смазочного материала при рабочей температуре, кг/м³;

- показатель степени зависящий от сорта жидкого смазочного материала.

Средние значения показателя степени в зависимости от кинематической вязкости , сСт масла представлены в таблице 1.

Таблица 1. Средние значения показателя степени

, сСт	20	30	40	50	70	90	120 и более
	1,9	2,5	2,6	2,7	2,8	2,9	3,0

Плотность масла зависит от температуры

	(3.9)

Где - температурная поправка, определяемая по таблице.

- плотность масла при 20⁰С, кг/м³

Таблица 2. Значения температурной поправки.

Плотность масла кг/м3	Температурная поправка на 1°		Плотность масла кг/м3	Температурная поправка на 1°
800-810	0,000765		880-890	0,000660
810-820	0,000752		890-900	0,000647
820-830	0,000738		900-910	0,000633
830-840	0,000725		910-920	0.000620
840-850	0,000712		920-930	0,000607
850-860	0,000699		930-940	0,000594
860-870	0,000686		940-950	0,000581
870-880	0,000673		950-960	0,000567

Подставим значения в формулы (3.8) и (3.9):

Параметром, характеризующим несущую способность подшипника, является критерий нагруженности подшипника (число Зоммерфельда) , которое вычисляется по формуле

	(3.10)

Относительный эксцентриситет определяется по графикам в зависимости от значений критерия нагруженности , относительная длина подшипника , и дуги охвата шипа вкладышем, т. е.

Минимальная толщина смазочного слоя вычисляется по формуле

	(3.11)

Условие отсутствия контакта поверхностей по вершинам шероховатостей

(3.12)

Где

- параметр шероховатости вала, мкм;

- параметр шероховатости вкладыша, мкм;

- прогиб вала на длине подшипника, мкм;

- максимальный прогиб вала, мкм.

Максимальный прогиб вала рассчитывается согласно схеме нагружения вала.

(3.13)

Где - геометрический момент инерции сечения вала, мм⁴;

- расстояние между опорами, мм.

Подставим значения в формулы (3.12) и (3.13):

4. ТРЕНИЕ В ПОДШИПНИКЕ

Смазочный слой оказывает сопротивление вращению шипа, зависящее от вязкости жидкости и градиента скорости . Трение в гидродинамическом подшипнике скольжения учитывают коэффициентом трения и производными безразмерными характеристиками потери мощности на трение и удельным коэффициентом трения в нагруженной и ненагруженной зонах подшипника.

Для простоты расчетов, величину можно определить из графиков, приведенных в приложении, как зависимость

.

Коэффициент трения в нагруженной и ненагруженной зонах подшипника можно вычислить по формуле

	(4.1)

При условии заполнения смазочным материалом всего зазора, т.е. нагруженной и ненагруженной зон, с подачей смазочного материала через смазочные отверстия и продольные (осевые) канавки (без смазочных карманов и круговых канавок) силу трения в смазочном слое , Н определяют по формуле

	(4.2)

5. ТЕПЛОВОЙ БАЛАНС

Тепловые условия работы подшипников скольжения определяют по тепловому балансу. Тепловой поток, возникающий в результате мощности трения в подшипнике передается в окружающую среду через корпус подшипника, а так же со смазочным материалом, выходящим из поднипника. На практике преобладает обычно один или другой вид диссипации.

При отсутствии циркуляции смазочного материала для охлаждения подшипника, условие теплового баланса устанавливается следующим образом

	(5.1)

Где - мощность трения в подшипнике или генерируемое тепло, Вт;

- интенсивность теплового потока при конвекции, Вт

Мощность трения , Вт в подшипнике или генерируемое тепло определяется по уравнению

	(5.2)

Конвективный отвод тепла происходит из-за теплопроводности материала корпуса подшипника, излучения и конвективной теплоотдачи от поверхности корпуса в окружающую среду.

Интенсивность теплового потока , Вт через корпус подшипника при конвекции определяется по формуле

	(5.3)

Где - коэффициент теплоотдачи, ;

Коэффициент теплоотдачи принимается равным

- при интенсивной вентиляции.

- температура окружающей среды;

Площадь поверхности охлаждения , м² часто бывает заранее неизвестна, поэтому можно воспользоваться аппроксимирующей формулой для конструкции подшипников на лапах

	(5.4)

где - длина корпуса в осевом направлении, м;

- наружный диаметр корпуса подшипника, м;

- Общая высота подшипника на лапах.

Согласно условию (5.1) фактическая температура подшипника составит

	(5.5)

Условие работоспособности подшипника

	(5.6)

Если температура редуктора , вычисленная по формуле (5.6) оказывается выше максимально допустимой, то следует предусмотреть искусственное охлаждение редуктора. Искусственное охлаждение осуществляется следующим способам:

- обдув корпуса вентилятором, установленным на валу червяка. При этом коэффициент теплоотдачи составляет

	(5.7)

Где - скорость воздушного потока.

Подставим значения в формулы (5.3) и (5.5):

Условие теплового баланса выполняется.

6. КОНСТРУИРОВАНИЕ ВКЛАДЫША

Вкладыши применяются для того чтобы не выполнять корпуса опор из дорогих антифрикционных материалов, для возможности замены после износа. Вкладыши в неразъемных подшипниках изготовляют в виде втулок, а в обычных разъемных подшипниках - из двух половин. Вкладыши за срок службы изнашиваются на глубину, измеряемую как максимум, в десятых долях миллиметра. Однако выполнять вкладыши такой толщины нельзя по условию их прочности и по техническим возможностям. Поэтому вкладыши обычно выполняют биметаллическими; тонкий антифрикционный слой в них наплавлен на стальную, чугунную, а в ответственных подшипниках - на бронзовую основу. Мягкие антифрикционные материалы - баббиты и свинцовые бронзы применяют исключительно в виде покрытий. В мелкосерийном и единичном производстве наряду с биметаллическими вкладышами иногда применяют также более простые в изготовлении сплошные вкладыши из антифрикционных материалов средней и высокой прочности (из антифрикционных чугунов, текстолита, прессованной древесины).

Толщина литого вкладыша, устанавливаемого в корпус:

, мм

где - диаметр цапфы, мм.

Толщина заливки

, мм

Уменьшение толщины заливки баббитом резко повышает сопротивление усталости слоя.

Толщина полиамидного вкладыша:

, мм

Толщина пластмассового покрытия (0,015...0,02). Принимаем 0,375мм.

В массовом производстве вкладыши штампуют из ленты, на которую нанесен антифрикционнй материал. Это приводит к значительному уменьшению расхода цветных металлов (в 3...10 раз), многократному сокращению трудоемкости (до 10 раз) и повышению качества подшипников. Переход на централизованное изготовление стандартизованных вкладышей из ленты является важнейшей технологической тенденцией развития производства подшипников скольжения. В некоторых западных странах имеется мощная промышленность подшипников скольжения, аналогичная промышленности подшипников качения. Антифрикционный слой наносится на ленту заливкой или спеканием порошков на ленте (бронзы) или совместной прокатной (алюминиевые сплавы). Толщина ленты составляет 1,5...2,5 мм с антифрикционным слоем толщиной (0,2...0,3) мм. Вкладыши устанавливают в корпуса с натягом и предохраняют от проворачивания установочными штифтами.

При условии заполнения смазочным материалом всего смазочного зазора и расчета элементов подачи смазочного материала, предусматривающего смазочные отверстия и круговые канавки, силу трения в смазочном слое определяют по формуле

	(6.1)

Где - коэффициент потери мощности на трение в смазочном кармане;

- коэффициент потери мощности на трение в смазочной канавке;

- глубина смазочного кармана, мм;

- глубина смазочной канавки, мм;

- число Рейнольдса в смазочном кармане;

- число Рейнольдса в смазочном кармане;

- ширина смазочного кармана, мм;

- ширина смазочной канавки, мм.

В соответствии с таблицей 7 [1] выбираем:

t = 5мм; b_p = 15мм; h_p = 1,5мм; h_G = 1,5мм; b_G = 6мм.

Подставляя данные в ранее приведенные формулы получим:

Тогда

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

В процессе выполнения курсового проекта были усвоены и применены на практике методики расчета и проектирования узлов трения; выполнены расчеты и спроектирована конструкция гидродинамического подшипника скольжения, а также его составного элемента - вкладыша. Избрана разборная конструкция подшипника. Для поддержания оптимальных тепловых условий работы подшипника скольжения следует предусмотреть искусственное охлаждение редуктора, при помощи обдува корпуса вентилятором, установленного на валу червяка.

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННЫХ ИСТОЧНИКОВ

1. Задания и методические указания для выполнения курсового проекта по дисциплине «Триботехника в автотранспортном комплексе»

2. ГОСТ ИСО 7902-1 - 2001

3. ГОСТ ИСО 7902-2 - 2001

4. Анурьев В.И., Справочник конструктора-машиностроителя: в 3-х т.: Т.2. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н. Хестковой. - М.: Машиностроение, 2001. - 912 с.: ил.

Размещено на Allbest.ru

...