Расчет интенсивности радиальной нагрузки

Вращающееся кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения, что требует обеспечения неподвижного соединения с сопрягаемой деталью. Величина минимального натяга зависит от интенсивности радиальной нагрузки, определяемой по формуле:

,

где - интенсивность радиальной нагрузки, кН/м;

R- радиальная нагрузка на подшипник, кН;

B - ширина подшипника, мм;

r и r₁ - радиусы закруглений внутреннего кольца подшипника, мм;

К₁ - динамический коэффициент посадки, зависящий от допустимой перегрузки, K₁=1, 8 при перегрузке до 300%;

К₂ - коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при пониженной жесткости вала или корпуса. Для жесткой конструкции К₂=1 [1, табл.4.10; 9];

К₃ - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двурядных роликоподшипниках и сдвоенных шарикоподшипниках при наличии осевой нагрузки на опору, для однорядных подшипников К₃=1 [1, табл.4.11; 9]:

.

 

Выбор полей допусков

Для циркуляционно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, интенсивности радиальной нагрузки и класса точности [1, табл. 4.12] .Посадка для внутреннего кольца подшипника .

Для местно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, класса точности и величины перегрузки [1, табл. 4.13]

Посадка для наружного кольца подшипника .

 

Определить предельные размеры

Внутреннее кольцо подшипника: мм,

.

Вал: ,

.

Минимальный натяг: мм.

Максимальный натяг: мм.

Средний натяг: мм.

Отверстие корпуса: мм,

мм.

Наружное кольцо подшипника: мм,

мм.

Максимальный натяг: мм.

Максимальный зазор: мм.

Средний зазор: мм.

Построить схемы расположения полей допусков

 

 

Рис.3.12. Схема расположения полей допусков внутреннего кольца

подшипника и вала

 

Рис. 3.13. Схема расположения полей допусков наружного кольца

подшипника и отверстия

Технические требования на рабочие поверхности вала и корпуса

Методом подобия назначаем параметры шероховатости поверхностей сопрягаемых деталей [1, табл. 2.3]: для вала, отверстия в корпусе и торцов заплечиков Ra= 1, 6 мкм

Допуски формы и расположения посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов установлены ГОСТ 3325 и приводятся в [1, табл. 4.15].

Допуски круглости и профиля продольного сечения:

− для вала Т_ф= 6 мкм;

− для отверстия: Т_ф= 11, 5 мкм.

Допуск торцового биения заплечиков:

− вала: Т _б = 35 мкм;

− отверстия Т _б = 72 мкм.

Размеры заплечиков и канавок определены ГОСТ 20226 и зависят от радиуса закругления торца подшипника [1, табл.4.14].

При радиусе 4 мм определим:

− высоту заплечика –7 мм;

− глубину канавки – 0, 5 мм;

− ширину канавки на валу – 4, 7 мм;

− ширину канавки в корпусе – 6 мм.

Рабочие чертежи вала и корпуса представлены на рис. 3.14 и рис.3.15, а сборочный чертеж узла с подшипником на рис.3.16.

 

 

Рис. 3.14. Рабочий чертеж вала

 

Рис. 3.15. Рабочий чертеж корпуса

 

 

 

Рис. 3.16. Сборочный чертеж узла с подшипником:

1 – вал; 2 – подшипник; 3 – корпус; 4 – крышка

Допуски размеров, входящих в размерные цепи

На рис.3.1 между крышкой 8 и подшипником 10 предусматривается тепловой зазор, величина которого обеспечивается расчетом размерной цепи.

 

Таблица3.9

Карта исходных данных по расчету размерной цепи

 

Обозначения	Наименования	Размеры, мм
А1	Ширина кольца подшипника 10	37- 0.2
А2	Длина ступени вала 9
А3	Длина ступицы зубчатого колеса 15
А4	Ширина упорного кольца 16
А5=А7	Ширина колец подшипников 20	39- 0.2
А6	Ширина распорной втулки 18
А8	Глубина расточки в стакане 17
А9	Размер корпуса 21
А10	Толщина прокладки 7
А11	Высота буртика крышки 8
А∆ max	Максимальный зазор	3, 0
А∆ min	Минимальный зазор	0, 5

 

Составить схему размерной цепи (рис.3.17), а также определить увеличивающие и уменьшающие звенья методом замкнутого потока.

Рис. 3.17. Схема размерной цепи

 

Размерная цепь состоит из m=12 звеньев, включая и замыкающее звено

- увеличивающие звенья; n=3

- уменьшающие звенья p=8, из них

k=3—стандартные звенья.

m= n+ p+ 1= 12.

Рассчитать номинальный размер, допуск и предельные отклонения

Замыкающего звена

( ) - ( )=

(10+325+2)- (39+6+39+5+45+160+37+5) =1 мм,

T_Δ =A_{Δ max} − A_{Δ min}=3, 0− 0, 5 =2, 5 мм, ES_Δ =A_{Δ max} − A_Δ =3, 0 – 1= +2, 0 мм;

EI_Δ =A_{Δ min} − A_Δ =0, 5– 1= -0, 5 мм.

Замыкающее звено имеет вид − .

 

⇐ Предыдущая234567891011Следующая ⇒

Поделиться:

Популярное:

1. Ввод дизеля в режим эксплуатационной нагрузки
2. Восприятие звука это субъективная оценка силы (интенсивности) звука.
3. Вот основной комплекс в нынешнем виде, при условии, что есть еще другие нагрузки — бег.
4. Выбор источника тока по мощности нагрузки
5. Глава 13 АНАЛИЗ ЭФФЕКТИВНОСТИ И ИНТЕНСИВНОСТИ ИСПОЛЬЗОВАНИЯ КАПИТАЛА ПРЕДПРИЯТИЯ
6. Глава 3. ВНЕШНИЕ НАГРУЗКИ, ДЕЙСТВУЮЩИЕ НА МБУ
7. Граница интенсивности нагрузок
8. Деформации при длительном действии нагрузки
9. Допускаемые напряжения с учетом графика нагрузки.
10. Изменения интенсивности восприятия.
11. Интенсивности набора зенитного угла в составных профилях
12. Интенсивность эталонной нагрузки Н1 и соответствующие ей величины динамического коэффициента