Поля допусков отверстий под подшипники
Поле допуска |
Условия работы и области применения |
|
А. Вращается вал (местное нагружение) |
N6 |
Тяжелые нагрузки. Применяется для роликоподшипников |
Js7, Js6 |
Тяжелые и нормальные нагрузки, большие частоты вращения |
H7, H6 |
Нормальные и легкие нагрузки. В частности, необходимость осевых перемещений для регулирования радиально-упорных подшипников, для компенсации температурных деформаций вала (плавающие опоры). Основная посадка в общем машиностроении |
|
Б. Вращается корпус (циркуляционное нагружение) |
P7 |
Тяжелые и нормальные нагрузки; работа с толчками и ударами. Тонкостенные корпуса |
N7 |
Нормальные нагрузки; тяжелые нагрузки в условиях необходимости облегченного перемонтажа |
M7 |
Нормальные и легкие нагрузки. Необходимость облегченного перемонтажа |
K7 |
Большие частоты вращения. Необходимость дополнительного крепления от проворота |
Пример 6.4. I Подобрать шариковые радиальные однорядные подшипники качения для тихоходного вала (см. рис. 6.5) цилиндрического косозубого редуктора со следующими параметрами: диаметр вала в месте посадки подшипников d2 = 60 мм; частота вращения вала n2 = 215,6 мин -1; заданный ресурс работы при надежности 90 % LhР = 10 400 ч; осевая сила Fa2 = 884 Н; нагрузка постоянная (КЕ = 1).
Суммарная реакция:
в опоре А
Н;
в опоре С
Н.
Выбираем предварительно шариковые радиальные подшипники средней серии 312 (табл. П.12), для которых статическая грузоподъемность С0 = 81,9 кН = 81 900 Н, динамическая грузоподъемность С = 48 кН = 48 000 Н. Подшипник в опоре С более нагружен, поэтому расчет будем производить для него.
Отношение
.
По табл. П.13 находим предельное значение коэффициента осевого нагружения е: е = 0,2 (интерполируя).
При вращении внутреннего кольца V = 1.
Радиальная составляющая нагрузки, действующей на подшипник Fr2 = RC = 7 519 Н.
.
По табл. П.13 определяем значения коэффициентов радиальной Х и осевой Y силы: Х= 1; Y = 0.
Коэффициент безопасности для редукторов Kσ = 1,3 … 1,5; температурный коэффициент KT = 1 при температуре в редукторе не выше 100°С, следовательно, эквивалентная радиальная динамическая нагрузка
Н.
Расчет долговечности подшипника:
ч
ч.
Необходимая долговечность обеспечена. Подшипник в опоре А по технологическим соображениям выбираем такой же.
II Подобрать роликовые конические подшипники качения для быстроходного вала конического редуктора с круговыми зубьями со следующими параметрами: частота вращения вала п1 = 970 мин-1; заданный ресурс работы при надежности 90 % LhР = 10 400 ч; делительный диаметр шестерни d1 = 60 мм; ширина шестерни b1 = 46 мм; силы в зацеплении: окружная Ft1 = 4 354 Н, радиальная Fr1 = 1 209 Н, осевая Fа1 = 3 390,8 Н; радиальная сила от муфты FМ = 1 458 Н; геометрические размеры вала-шестерни (рис. 6.9): d2 = 45 мм, диаметр вала в месте посадки подшипников d3 = 50 мм, l1 = 80 мм, l2 = 35 мм, а = 30 мм, a1 = 38 мм, b = 100 мм, c = 75 мм.
Рис. 6.9. Схема быстроходного вала конического редуктора
с круговыми зубьями
Выбираем предварительно роликовые конические подшипники средней серии 7310 (табл. П.17), для каждого из которых: d = 50 мм; D = 110 мм; T = 29,25 мм; В =29 мм; C = 100 кН = 100 000 Н; е = 0,31 мм; Y = 1,94.
Определение реакций в опорах
Определим наиболее опасный случай нагружения опор следующим, рекомендованным в п. 6.3, образом (рис. 6.10).
Рис. 6.10. Расчетная схема для определения реакций опор быстроходного
вала конического редуктора с круговыми зубьями