Виконання роботи

Вихідні дані для роботи.

Таблиця 3.2 – Вихідний дані для розрахунку зносу в підшипнику ковзання

№ варіанту	Питомий тиск, МПа	Частота обертання вала, хв.^-1	Діаметр цапфи вала, мм	Довжина цапфи вала, мм	Динамічна в`язкість масла, Па∙с	Сума шорсткостей, х 10^-6м
	6,5				0,41	2,7

Таблиця 3.3 – Вихідні дані для розрахунку очікуваного зносу зубів передачі коробки швидкостей приводу бурової установки

№ варіанту	Число зубів колеса і шестерні	Коефіцієнт тертя, f	Коефіцієнт зносу, с	Коефіцієнт ширини вінця, ψ	Час роботи Т х10^3, год	Модуль m, мм
Z1	Z2
			0,08	84,3	0,31

Порядок розрахунку

1. Вираховуємо максимальний і оптимальний зазори для підшипника ковзання та мінімальну товщину масляного шару.

Визначаємо максимально допустимий зазор в спряженні для чого використовуємо подану формулу:

,(3.1)

де S_max – максимально допустимий зазор в підшипнику, м;

μ - динамічна в`язкість масла, Па∙с;

n - частота обертання вала, с^-1;

d - діаметр вала,м;

δ - сума шорсткостей спряження, м;

р - питоме навантаження, МПа;

с - коефіцієнт спряження шийки вала з підшипником:

, (3.2)

де l - довжина цапфи вала, м.

На основі гідродинамічної теорії тертя Н.П. Петровим запропонованої формули визначаємо товщину масляного шару в найбільш вузькому місці клина [5]:

. (3.3)

Визначаємо оптимальний зазор в підшипнику:

. (3.4)

Визначаємо максимальний зазор через оптимальний за формулою:

(3.5)

Для ряду спряжень типу вал – втулка максимальний зазор визначаємо із співвідношення:

(3.6)

В США існує така рекомендація по виробу максимального зазору для підшипника ковзання [4]:

,м (3.7)

Для пари поршень – циліндр двигунів внутрішнього згорання

,м (3.8)

2 Розрахунок на знос пари шестерня - зубчасте колесо.

Умова виконується в обох варіантах розрахунку.

Рисунок 1 –Графічна залежність зносу підшипника в функції від часу.

Висновки

В процесі виконання роботи були розраховані максимальні і оптимальні зазори в прі вал-втулка, також було розраховано товщину масляного шару в найбільш вузькому місці клина, розраховано знос пари шестерня-зубчасте колесо.

Аналізуючи розрахунки щодо максимального і оптимального зазору в спряженні, слід сказати, що дані розрахунку не перевищують граничні зазори в парі вал-втулка згідно таблиці 3.1. Проте головне не в цьому, а в тому що від величин цього зазору залежить довговічність роботи самої пари. Для нормальної роботи спряження повинен бути оптимальний зазор, який і був визначений в процесі виконання роботи. Довговічність спряження також залежить від різного типу показників, таких як показники масла, навантаження в якому працює пара, шорсткість поверхонь даного спряження і ряд інших чинників. Максимальну довговічність пари слід забезпечувати також раціональним і оптимальними показниками роботи пари спряження. Ще одним головним чинником роби пари є час роботи, можна сказати що час залежить від довговічності і надійності, але знову ж таки щоб забезпечити цю умову потрібно, ширше дивитися на проблему і враховувати навіть незначні чинники впливу.

Щодо аналізу зносу пари шестерня-зубчасте колесу, то її характеризує величина зносу зубів, на яку впливаю ряд факторів, що враховані в розрахунковій формулі. Так в розрахунку даний знос не перевищив допустимого, як для зовнішнього так і внутрішнього зубчастого зачеплення, при встановленому терміні роботи, за вихідними даними 158000 годин, що є значим терміном.

Аналізуючи графічну залежність зносу підшипника ковзання від функції часу, то тут все просто, чим більший термін тим більший знос, але на дану залежність також може вплинути рад інших, не врахованих чинників.

Дата добавления: 2015-08-17