Расчет посадок для подшипников качения

Для подшипника качения, работающего в опоре вала редуктора и имеющего конструктивные параметры и режим работы, определен- ные условиями задания (табл. П.3.1, П.3.2.) необходимо установить параметры сопряжения с деталями редуктора. Для этого требуется:

1) По материалам ГОСТ 3325-55, изложенным в технической литературе [2, 3], определить вид нагружения наружнего и внутреннего колец подшипника и вычертить соответствующие схемы нагружения;

2) Для кольца, имеющего циркуляционное нагружение, рассчитать интенсивность нагрузки на посадочную поверхность. По полученным, а также исходным данным, определить квалитеты сопрягаемых деталей (вала и отверстия в корпусе редуктора) и назначить посадки для обоих колец подшипника;

3) Рассчитать предельные размеры посадочных поверхностей вала и отверстия в корпусе редуктора, а также обоих колец;

4) Рассчитать допуски размеров и посадок соответствующих поверхностей, определить зазоры или натяги в соединениях;

5) Вычертить эскизы полей допусков полученных сопряжений с нанесением основных характеристик;

6) Произвести проверку подшипника на наличие рабочего зазора; при необходимости произвести корректировку по посадке соответствующего кольца.

 

3.3.1. Пример расчета посадок подшипника

Определить посадку наружного и внутреннего колец подшипника в корпус и на вал редуктора при следующих исходных данных (см. рис. П.3.1):

 

 

-диаметр наружного кольца D=140 мм;

-диаметр внутреннего кольца d=80 мм;

-ширина подшипника B=26 мм;

-класс точности подшипника 0;

-радиальные реакции в опорах 40kH;

-характер нагрузки - умеренная вибрация.

 

1. В соответствии с условиями работы подшипника в качестве опоры вала в редукторе (рис. П 3.1.) определяем, что вращающееся вместе с валом внутреннее кольцо подшипника испытывает при постоянно направленной радиальной нагрузке R₁ циркуляционное нагружение (рис. 3.3.1a), а наружное кольцо, не вращающееся относительно радиальной нагрузки, испытывает местное нагружение (рис. 3.3.1б.).

2. Посадку внутреннего кольца определяем по интенсивности нагрузки, рассчитываемой по формуле:

p_R = R₁·k₁·k₂·k₃·(1/b),

где R₁= R₂=35 кН - радиальная нагрузка на опору;

k₁ - коэффициент характера нагрузки.

Для нагрузки с умеренными толчками и вибрацией принимаем

k₁ = 1, 0 (табл. П39, [2])

k₂ - коэффициент характера конструкции. Для жесткого (неразъемного) корпуса редуктора и сплошного вала принимаем

k₂ = 1, 0 (табл. П40, [2])

k₃-коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами в подшипниках. Для однорядных подшипников принимаем k₃ = 1, 0 (табл. П40, [2])

 

 

 

b=B-2r - расчетная ширина подшипника, где r - радиус закругления кольца.

 

Принимаем, исходя из данных [3], r =1, 5 мм. При отсутствии такой информации в справочной литературе можно принимать r = 0.

 

 

 

В соответствии с данными табл.4.92 [3] принимаем для внутреннего кольца подшипника посадку сопряжения с валом, выполненным по полю допуска m6.

Для наружного кольца, испытывающего местное нагружение при спокойной динамике, принимаем сопряжение с неразъемным корпусом, выполненным с полем допуска отверстия по H7. (табл. 4.89 [3])

3. Находим предельные отклонения и размеры:

а) вала Æ 80 m6, где es = +30 мкм; ei = +11 мкм. (табл. 1.28[1])

Отсюда d_max = d+es = 80, 0+0, 030 = 80, 030 мм;

d_min = d+ei = 80, 0+0, 011 = 80, 011 мм;

Td = dmax –dmin = es-ei = 30-11=19 мкм = 0, 019 мм.

б)отверстия в корпусе Æ 140 H7, где ES=+40мкм, EI=0, табл.1.36[1]

D_max = D+ES = 140+0, 040 = 140, 040 мм;

D_min = D+EI = 140+0 = 140, 0 мм;

TD = ES-EI= 40-0 = 40 мкм = 0, 040 мм.

Находим предельные отклонения и размеры подшипника:

а) внутреннего кольца Æ 80, класс точности 0, для которого

ES = 0, EI = -15 мкм. (табл.4.82 [3])

Отсюда D^п_max = D+ES = 80+0 = 80, 0 мм

D^п_min = D+EI = 80+(-0, 015) = 79, 985 мм;

TD^п = D^п_max-D^п_min = ES - EI = 0-(-15) = 15 мкм = 0, 015 мм.

 

б) наружного кольца Æ 140 мм, класс точности - 0, для которого

es = 0; ei = -18 мкм (табл. 4.83 [3])

Отсюда d^п_max = d + es = 140+0 = 140, 0 мм;

d^п_min = d + ei = 140+(-0, 018) = 139, 982 мм;

Td^п = d^п_max- d^­п_min = es - ei = 0-(-18)= 18 мкм = 0, 018 мм.

4. Определяем параметры сопряжений:

а) внутреннее кольцо подшипника - вал

N_max = d_max-D­^п_min = 80, 030-79, 985 = 0, 045 мм;

N_min = d_min - D^п_max = 80, 011 - 80, 0 = 0, 011 мм;

T_N = N_max - N_min = 0, 045 - 0, 011 = 0, 034 мм.

б) наружное кольцо подшипника - корпус

S_max = D_max-d^п_min = 140, 040-139, 982 = 0, 058 мм;

S_min = D_min - d^п_max = 140, 0 - 140, 0 = 0 мм;

T_S = S_max- S_min = 0, 058-0 = 0, 058 мм.

5. По полученным данным строим схему расположения полей допусков деталей с основными характеристиками соединения (см. рис. 3.3.2.).

6. Определение посадочного (рабочего) зазора в подшипнике.

Радиальный посадочный зазор в подшипнике после его установки на вал, выполненный по полю допуска m6, определяется как

g_п=g_н^ср-Δ d₁^max, где g_н^ср – средний начальный зазор в подшипнике;

Исходя из данных табл.П4.2. 2 или приложения IX [6], имеем

для однорядного радиального шарикового подшипника:

Отсюда.

 

 

- диаметральная деформация беговой дорожки внутреннего кольца после посадки.

где - эффективный натяг в посадке; 2

- максимальный натяг в посадке; d = 80 мм - номинальный диаметр внутреннего кольца;

- приведенный диаметр внутреннего кольца.

В нашем случае

 

а

 

Тогда радиальный посадочный зазор

 

Из полученных данных следует, что при выбранной посадке внутреннего кольца подшипника на вал, выполненный по полю допуска m6 (N_max=45мкм), радиальный зазор не сохраняется, а трансформируется в натяг, что недопустимо для нормальной работы подшипника. Поэтому необходим подбор другой посадки кольца на вал, например по j_s6, и проверка вновь получаемого рабочего зазора в подшипнике. Возможно также использование другого типа подшипника. В настоящем примере такой перерасчет не проводится, но является обязательным при выполнении РГР.