Формулы для определения осевых сил в радиально-упорных подшипниках

Рис. 4.42

При частоте вращения n≤1об/мин расчет ведется по статической грузоподъемности C₀ – нагрузки, от которой возникает остаточная деформация тел качения и кольца в наиболее нагруженной точке контакта, не превышающая 0,0001 диаметра тела качения:

P₀<C₀,

где P₀ – эквивалентная статическая нагрузка.

В качестве эквивалентной статической нагрузки для радиальных и радиально-упорных подшипников выбирается большая из двух величин:

P₀=F_r и P₀=X₀F_r+Y₀F_a,

где X₀ и Y₀ – коэффициенты статической радиальной и осевой нагрузок, приведены в справочниках.

Шпоночные соединениния

Шпонка – деталь, устанавливаемая в пазах двух соприкасающихся деталей и препятствующая относительному повороту или сдвигу этих деталей. Шпонки преимущественно применяют для передачи крутящего момента от вала к ступице зубчатых колес, шкивов и т.д. или, наоборот, – от ступицы к валу.

Шпоночные соединения могут быть разделены на две группы: а) ненапряженные, осуществляемые с помощью призматических и сегментных шпонок; б) напряженные – с помощью клиновых шпонок. Наибольшее применение имеют ненапряженные соединения призматическими шпонками с двумя скругленными концами, в которых для лучшего центрирования ступицы устанавливают на валы с натягом. Шпонки стандартизованы.

Размеры призматических шпонок выбирают по ГОСТ 23360–78 в зависимости от диаметра вала (табл. 4.16). Длину шпонки ℓ принимают на 5–10 мм меньше ступицы.

Рабочими гранями призматической шпонки являются боковые поверхности (рис. 4.52). Для упрощения и облегчения сборки шпоночных соединений между шпонкой и ступицей предусматривается радиальный зазор по высоте шпонки.

Прочность шпонки оценивается по напряжениям смятия σ_ni на рабочих гранях. Эти напряжения находят из уравнения равновесия ступицы (либо вала), полагая, что напряжения в зоне контакта распределены равномерно и плечо главного вектора напряжений равно 0,5d, где d – диаметр вала.

Таблица 4.16

Размеры шпонок призматических и пазов на валах по ГОСТ 23360-78

В этом случае условие прочности призматической шпонки на смятие можно выразить формулой:

где σ_ni – расчетное напряжение смятия; [σ_ni] – допускаемое напряжение смятия; F – окружное усилие на валу; T –крутящий момент, передаваемый соединением; t₁ – глубина паза вала; ℓ_p – рабочая длина шпонки, ℓ_p= ℓ-b.

Проверку прочности шпонки на срез обычно не производят, так как это условие удовлетворяется при использовании стандартных сечений.

Допускаемые напряжения смятия в неподвижных шпоночных соединениях при спокойной нагрузке рекомендуется принимать: при стальной ступице [σ_ni]=100..150МПа, при чугунной – [σ_ni]=60..80МПа. При работе со слабыми толчками эти значения уменьшают на одну треть, при ударной нагрузке – на две трети. При частном реверсировании допускаемые напряжения уменьшают в два раза.

Рис. 4.52

Точность изготовления деталей

Необходимая надежность машин обеспечивается рядом мероприятий, среди которых важное место занимает выбор целесообразной точности изготовления деталей. Параметры деталей отличаются от расчетных размерами, формой, относительными расположениями поверхностей и т.д. Несмотря на эти отклонения, работа изделий должна удовлетворять эксплуатационным требованиям.

Взаимозаменяемость

Основой серийного и массового производства в машиностроении является взаимозаменяемость деталей и узлов машин.

Взаимозаменяемость — это принцип конструирования, производства и эксплуатации, обеспечивающий возможность качественной сборки (или замены при ремонте) независимо изготовленных сопрягаемых деталей и узлов без предварительного подбора или подгонки по месту.

Взаимозаменяемость обеспечивается Единой системой допусков и посадок ЕСДП (ГОСТ 25346, ГОСТ 25347) и требованиями международной организации по стандартизации ИСО.

Размеры детали

Размеры детали, полученные из расчетов, называются расчетными. Их, как правило, округляют по ГОСТ 6636. Эти размеры, указываемые на чертежах, называются номинальными. Действительные размеры детали, полученные при ее изготовлении, всегда отличаются от номинальных размеров.

Для обеспечения заданного функционального назначения детали, ее действительный размер Д должен находиться в интервале:

П_min≤Д≤П_max,

где П_min и П_max – наименьший и наибольший предельные размеры.

Разность предельных размеров называется допуском Т размера:

П_max-П_min=Т.

Поле, ограниченное наибольшим и наименьшим предельными размерами, определяемое величиной допуска и его положением относительно нулевой линии, соответствующей номинальному размеру называется полем допуска.

Квалитеты

Абсолютное значение допуска Т данного номинального размера устанавливается выбранным по стандарту квалитетом. Квалитет показывает относительную точность изготовления детали. Две или несколько деталей разных размеров следует считать одинаковой точности (принадлежащими одному квалитету), если их изготавливают на одном и том же оборудовании при одних и тех же условиях обработки (режимах резания и т.д.). Отсюда следует, что точность валов, изготовленных, например, шлифованием, во всем диапазоне диаметров одинакова, несмотря на то что погрешность обработки, как показали эксперименты, растет с увеличением размера обрабатываемой детали.

Стандартом установлено 20 квалитетов: 01, 0, 1, 2, 3, 4, 5, .., 11, 12, ..18. Чем меньше цифра квалитета, тем меньший допуск размера детали.

Самые точные квалитеты (01, 0, 1, 2, 3, 4) применяются при изготовлении образцовых мер и калибров.

Квалитеты с 5-го по 11-й применяются для сопрягаемых элементов деталей. Так по 6-му и 7-му квалитету выполняются элементы деталей, сопрягаемых с кольцами подшипников качения нормальной точности. Квалитеты 8, 9 и 10 применяют для соединения валов с насаживаемыми на них деталями (зубчатыми колесами, шкивами, муфтами и др.) при малых скоростях и нагрузках.

Квалитеты с 12-го по 18-й применяют для несопряженных элементов деталей.

Посадки

Различные комбинации допусков отверстия и вала дают возможность получить требуемый характер соединения деталей, то есть определенную посадку.

Рассмотрим сопряжение с зазором (Рис. 4.57) Для получения зазора S в сопряжении размер D отверстия втулки должен быть больше размера d вала. Конструктор устанавливает для вала два предельных размера d_max, d_min, и два предельных размера для отверстия – D_max, D_min, внутри которых должны находиться действительные размеры сопрягаемых деталей (рис 4.57. б.). Допуски вала и отверстия соответственно равны T_d и T_D.

Рис.4.57

Положение допуска относительно нулевой линии определяется основным отклонением– одним из двух предельных отклонений, ближайшим к нулевой линии, и обозначается одной из букв (или их сочетанием) латинского алфавита. Прописные буквы относятся к отверстиям, а строчные – к валам.

Таким образом, поле допуска обозначается сочетанием буквы, указывающей на положение допуска относительно нулевой линии, с цифрой, говорящей о степени точности – величине допуска.

Примеры обозначения на чертеже полей допусков и схемы их построения для отверстия и вала, а также значения отклонений и расчет допусков приведены на рис. 4.58. а, б.

В зависимости от взаимного расположения полей допусков отверстия и вала различают посадки трех типов: с зазором, с натягом и пеерходные.

На рис.4.58. в, г, д приведены примеры различных посадок. Указаны формулы для расчета зазоров и натягов в соединениях и амплитуды их колебаний, называемые допуском посадки (TS, TN).

При расчете и выборе посадок конструктора могут интересовать не только предельные зазоры и натяги, но и средние, обычно наиболее вероятные, зазоры и натяги:

средний зазор: S_c=(S_max+S_min)/2;

средний натяг: N_c=(N_max+N_min)/2.

Не нашли, что искали? Воспользуйтесь поиском по сайту: