Расчет геометрических параметров прямозубых цилиндрических эвольвент-ных передач внешнего зацепления производится по формулам таблицы 4.3

, Z₂

mda.

В формулах (4.3) и (4.4): D- диаметр измерительного ролика (шарика) опреде-ляется из условия D  1,7∙ m. При этом стандартные значения диаметров роликов выбираются из ряда: ( ГОСТ 2475-62): 0,260; 0,289; 0,346; 0,404; 0,433; 0,462; 0,577; 0,722; 0,866; 1,010; 1.023; 1,155; 1,193; 1,302; 1,432; 1,443; 1,591; 1,732; 1,790; 2.021; 2,045; 2,309; 2,387; а стандартные значения диаметров шариков из ряда: (ГОСТ 3722-8I): 0,25; 0,3; 0,36; 0,4; 0,5; 0,508; 0,6; 0,635; 0,68; 0,7; 0,8; 0,85; 1,00; 1,2; 1,3; 1,5; 1,588; 1,984; 2,0; 2,381; 2,5.

d_D - диаметр окружности, проходящей через центр ролика (шарика):

d_D = d cos_t /cos_D ; (4.5)

_D - угол профиля зуба на окружности диаметра d_D, который может быть найден из системы уравнений

inv_D= inv_t+ D/(z⋅m⋅cos_t)– (/2 –2⋅x ⋅tg)/z ; (4.6)

_D = 1,3945(inv_D + 1,66 10^-3) ^0,235 – 0,183. (4.7)

2. Расчет длины общей нормали Wm .

Определение длины общей нормали производят, последовательно рассчитывая:

А) угол профиля α_x в точке на концентрической окружности диа­метром d_x = d +2xm:

(4.8)

Рисунок 4.1

Б) расчетное число зубьев в длине общей нормали

. (4.9)

В) действительное число зубьев z_n, охватываемое при контроль­ном замере, полу-чается округлением z_nr до ближайшего целого зна­чения;

Г) длину общей нормали

(4.10)

Предельные отклонения длины общей нормали и размера по роликам опреде-ляются для мелкомодульных передач - по ГОСТ 9178-81, а для передач с модулем m ≥ 1 мм – по ГОСТ 1643-81.

4.2 Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвент-ных передач внутреннего зацепления.

4.2.1. Термины, определения и обозначения, модули и парамет­ры исходного кон-тура прямозубых цилиндрических звольвентных передач внутреннего зацепления - по п 4.1.1 - 4.1.3.

4.2.2. Смещение исходного контура передач внутреннего зацепления выбирают по таблице 4.4.

4.2.3. Расчет геометрии прямозубых цилиндрических эвольвентных передач вну-треннего зацепления в соответствии с Г'ОСТ 19274-73 приведен в таблице 4.5,

Таблица 4.4 Коэффициенты смещения для передач внутреннего зацепле-ния при m=1…2 мм

Примечание: Обеспечиваются: ε_α >1,2; s^*_a > 0,3; c^*> 0,1.

Таблица 4. 5

Примечание. Для стандартных исходных контуров:;

Определение угла зацепления производят так же как и для передач внешнего зацеп-ления в соот­ветствии с формулой в таблице 4.3, принимая  =x_d/(z₂ – z₁).

4.3. Расчет геометрии реечных цилиндрических прямозубых передач

4.3.1. Тернины, определения и обозначения, модули и параметры исходных конту-ров реечных передач - по пп . 4.1.1- 4.1.3.

4.3.2 Расчет геометрии зубчатого колеса и рейки приведен в таблице 4.6.

Таблица 4.6. Реечные цилиндрические прямозубые передачи.

Расчет геометрических параметров

4.4. Расчет геометрии конических прямозубых передач

4.4.1. Термины, определения и обозначения, относящиеся к этим передачам, уста-новлены ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 19325-73.

4.4.2. Модули конических передач соответствуют модулям цилиндрических и установлены ГОСТ 9563-75.

4.4.3. Исходный контур конической передачи. Аналогом зубчатой рейки для кони-ческой передачи является плоское коническое колесо с углом делительного конуса

δ = 90°, профиль зубьев которого на внешнем делительном диаметре соответствует профилю исходного кон­тура. Исходные контуры: для m< I мм - по ГОСТ 9587-81, для m>1мм ГОСТ I3754-8I (последний практически совпадает с контуром цилиндри­ческих передач по ГОСТ I3755-8I) .

4.4.4. Осевая форма зубьев. В соответствии с ГОСТ 19325-73 различают три фор-мы зубьев конических колес, определяемые положе­нием вершин конусов делительного 8 , выступов δ_n и впадин δ_f на оси колеса. Наиболее часто применяют форму I – пропор-ционально понижающиеся зубья - все вершины конусов совпадают.

4.4.5. Выбор чисел зубьев колес в конических передачах. Понижающие кониче-ские передачи следует выполнять с передаточным числом до 10, повышающие - до 3,15. Для ортогональных конических передач (угол пересечения oceй Σ = 90°) числа зубьев шестерни и колеса дожны соответствовать друг другу:

число зубьев шестерни 12 13 14 15 16 17

минимальное число зубьев колеса 30 26 20 19 18 17

4.6.6. Смещение исходного контура. Для обеспечения максимальной износостой-кости применяют положительное смещение производящего колеса для шестерни и отрицательное, равное по модулю предыдущему, для колеса: x₁ = -x₂ (табл. 4.8).

4.4.7. Расчет геометрии прямозубых конических передач с осевой формой зубьев I в соответствии с ГОСТ 19624-74 приведен в таблице 4.7.

Таблипа 4.7. Конические прямозубые передачи Расчет геометрических параметров

Примечание. Для стандартных исходных контуров: ;

4.5 Расчет геометрии червячных цилиндрических передач

4.5.1 Термины, определения и обозначения, относящиеся к чер­вячным передачам, установлены ГОСТ 16530-83 и ГОСТ 18498-73. В меха­низмах приборов применяются, главным образом, ортогональные червячные передачи с архимедовым червяком (передача ZA).

4.5.2 Модули (в осевом сечении) и коэффициенты диаметра чер­вяка, - эти пара-метры, определяющие размеры червяка, устанавливает ГОСТ I9672-74, значения моду-лей в диапазоне от 0,1…5 мм: 0.10; 0.125; 0,16; 0,20, 0,25; 0,315? 0,40; 0,50; 0,63; 0.80; 1,0;1,25; 2,0; 2,5; 3,15; 4,0; 5,0.

Коэффициенты диаметра червяка при­ведены в таблице 4.8. Ряд I следует пред-почитать ряду 2.

Таблица 4.8. Коэффициенты диаметра червяка

4.5.3 Исходный червяк. Параметры профиля червяка, определяющие форму вит-ков и зубьев червячного колеса и образующие профиль исход­ного червяка, установ-лены для m I мм ГОСТ 20184-81.

4.5.4. Число витков червяка принимают обычно z₁ = 1…4; число зубьев на колесе z_2>24.

4.5.5. Смещение в червячной паре. Применяется для изме­нения межосевого рас-стояния и определяется коэффициентом смещения червяка x=(a_w-a)/m ; при этом гео-метрия червяка не меняется; изменяются только размеры венца зубчатого колеса. Пре-дельные значе­ния коэффициентов смещения, исходя из условий подрезания и заостре­ния зубьев, рассчитывают по формулам:

x_min=1-0,0585z₂ (4.11)

x_max=0,05z₂-0,12 (4.12)

4.5.6. Расчет геометрии цилиндрических ортогональных передач SA, в соответ-ствии с ГОСТ 19650-74, приведен в таблице 4.9.

Таблица 4. 9 Цилиндрические ортогональные червячные передачи

Расчет геометрических параметров

Примечание. Для стандартных исходных червяков: при m1 мм.

5. Расчет силовых параметров в зубчатых передачах.

5.1. Моменты сил, передаваемые соседними валами связаны соотно­шением:

, (5.1)

где Т_I и Т_II - моменты сил на валах I и II соответственно,

i_I-II - передаточное отношение между валом I и II;

η_1-2 - КПД зубчатой пары при передаче мощности от колеса 1 к колесу.

Аналогичное соотношение связывает моменты сил любых двух соседних валов. Связь между моментами входного вала I и выходного вала IV (рисунок.5.1) определяется формулой:

, (5.2)

где Т_IV - момент сил на вале IV;

i_I-II,,i_II-III,i_III-IV- передаточные отношения между соседними валами,

η_1-2, η_3-4, η_5-6, - КПД зубчатых пар

5..2. Формулы для определения усилий в зацеп-лении зубчатых колес приведены в таблице 5.1.

Рисунок 5.1

Таблица 5.1 Усилия в зацеплениях зубчатых колес.

Значения приведенного коэффициента трения f_пp и соответствующие им значения углов трения φ_Т зависят от скорости относительного скольжения:

, (5.4)

где n₁ - частота вращения червяка, об/мин.

Значения fпр и φ_Т приведены в таблице 5.2

Таблица 5.2

5.3. Определение КПД

Формулы для определение КПД приведены в таблице 5.З

Таблица 5.З

5.4 Реакции в опорах

При работе механизмов в опорах валов зубчатых передач возника­ют реакции, зна-

чения которых зависят от вида передачи, усилий в зацеплениях зубчатых пар и распо ложения зубчатых колес относительно опор.

1. Опоры валов прямозубых передач внешнего зацепления.

Возможны три варианта расположения колес относительно опор: в пролете (рису-

нок5.2а), консольное (рисунок 5.2б), комбинированное (рисунок 5.2в).

а б в

Рисунок 5.2

Hагpyзкa в опорах при расположении колес по рисунку 5.2а:

Нагрузки в опорах при расположении колес по рисунку 5.2б:

5.5.Конические передачи. (рисунок 5.3)

а б

Рисунок 5.3

Нагрузки в опорах при расположении колес по рисунку 5.3а

Нагрузки в опорах при расположении колес по рисунку 5.3б:

5.6 Червячная передача (рисунок 5.4).

Рисунок 5.4

Составляющие полных нагрузок:

Результирующие нагрузки на опоры:

Электродвигатели - генераторы типа АДТ

Электродвигатели постоянного тока с регулятором скорости типа ДРВ

ПРОЕКТИРОВАНИЕ ОПОРНЫХ УЗЛОВ ВАЛОВ И ОСЕЙ

При проектировании опорных узлов последовательно решаются такие задачи:

1) разработка конструктивной схемы расположения опор и функциональных элементов всего механизма из условий разме-щения звеньев по габаритам в плоских развертках или сечениях;

2) разработка конструктивной схемы продольного замыкания опор, т.е. схемы ограничения осевых смещений валов или блоков на осях;

3) выбор (в особых случаях разработка) подшипников качения,

4) разработка элементов посадочных мест подшипников: определение формы и размеров поверхностей, сопрягаемых с кольцами подшипников; установление допусков на размеры, форму и расположения посадочных поверхностей; установление требований к твердости и шероховатости;

5) разработка элементов смазывания и уплотнения подшипников;

6) пространственная компоновка (свертка) плоских схем и внесение необходимых изменений и уточнений в конструкцию опорных узлов: отра­ботка формы и размеров крышек, выбор деталей крепления крышек, расчет пружин замыкания и др.

1.1. Разработка конструктивной схемы

Используя геометрические расчеты (зубчатых колес, кулачковв и др.), паспортные и исходные данные (для двигателей, потенциометров, концов валов и т.п.), выполнить в масштабе 1:1 габаритные эскизы всех вновь разработанных, принятых или заданных элементов кинематической цепи. На основании кинематической схемы, пользуясь эскизами ее элементов и рекомен-дациями таблицы 1.1 составить необходимое количество плоских компоновочных схем, т.е. схем расположения тех элементов, оси которых могут быть показаны в одной плоскости одной разверткой или в одном сечении (рисунок 1.1).

Рис. 1.1. Габаритно-конструктивная компоновка плоской развертки кинемати-ческой цепи редуктора с параллельными осями

Комбинируя варианты схем для отдельных осей (таблица 1.1 или [2, таблица 4.21]), следует:

а) обеспечить заданное относительное расположение входных и выходных звеньв механизма (валов, двигателей и др.);

б) обеспечить расположение подшипников в соответствии с возможностями принятого типа корпуса (для двухплатного, например, корпуса подшипники желательно располагать только в двух плоскостях);

г) исключить накладку размеров (например, венцов зубчатых колес на валики или ступицы) и уменьшить длину валиков, изменяя расположение элементов вдоль оси вращения;

д.) удовлетворить требования по сборке и регулировке, используя варианты с двухконсольным расположением на основе стаканов (см. [2, рис.7.З5]), применяя блочные конструкции зубчатых колес на неподвижных осях и др.

Рекомендуемые схемы замыкания опор приведены в таблице 1.2.

Схема 1. Замыкание "в распор". Внутренние кольца подшипников упираются в заплечики вала, наружные - в торцовые поверхности корпусных деталей. Необходимый осевой зазор (натяг) в зависимости от допуска на его значение (таблица 1.3) обеспечивается:

а) замыкающим размером сборочной размерной цепи вал - корпус и его предельными отклонениями методом полной или неполной взаимозаменяемости. Применять для изделий крупносерийного и массового производ­ства или при допуске зазора более 0,1 мм;

б) методом пригонки, т.е. доработкой при сборке высоты торцового уступа крышек (схема I.I, поз.2) или толщины простановочных колец (схема 1.2, поз.2). Применять при допуске осевого зазора вала в подшипниках 10...30 мкм;

в) методом регулировки - набором прокладок (колец) по толщине (схема 1.3, поз.2). Применять при допуске зазора более 30 мкм;

г) методом регулировки - смещением наружных колец подшипников резьбовыми пробками (схема 1.4, поз.2). Применять при допуске осевого зазора (натяга) менее 15 мкм и при любом значении допуска, когда необходима регулировка положения вала вдоль его оси или периодическая регулировка зазора или натяга

Примечание: Полная сетка возможных вариантов схем опор-ных узлов валов и осей приведена в [2]. Если на валу или оси необхо-димо установить более двух функ-циональных элементов, возможные варианты схем строятся на основе приведенных двухэлементных.1.2.

В технических требованиях сборочных чертежей в зависимости от принятого метода ограничения осевой игры вала делается запись по форме:

для метода полной взаимозаменяемости - "Осевой зазор в опорах валов поз.___ (0,03...0,0б мм). Контролировать по смеще-нию торца вала при осевой нагрузке 5 Н";

для метода пригонки - "Осевой зазор в подшипниках валов поз. ___ (-0,01...0,02 мм) обеспечить доработкой толщины простановочных колец поз. ___.

для методов регулировки - "Осевой зазор в опорах вала поз.__ (0,02...0,06 мм) обеспечить подбором толщины колец поз,__" или "Осевой натяг в подшипниках валов поз.____(0,005.. .0,01 мм) обеспечить перемещением резьбовых пробок поз.__. Контрольное смещение вала при осевой нагрузке 10 Н в пределах 0,002.. .0,004 мм". •

Схема 2. Замыкание обеспечивается внутренними уступами расточек в корпусе (схема 2.1) или распорным кольцом (схема 2.2, поз.1) и торцами двух наружных элементов, закрепляемых на валу. Необходимый осевой зазор или натяг достигается сме-щением внутренних колец подшипника гайками (схема 2.1, поз.2), упорными кольцами (схема 2.3, поз.2) или ступицами зубчатых колес, муфт и др. (схема 2.4). В технических требованиях записывают: "Осевой зазор в опорах валов поз.__ (0,02...0,04 мм) обеспечить перемещением упорных колец поз._. Кольца заштифтовать после контрольной проверки редуктора по моменту трения".

Схема 3. Замыкание на одной опоре. Опору с двумя подшипниками нужно замыкать по схеме 1 или 2. Толщина колец между подшипниками 0,5...1,5 мм. Подшипник плавающей опоры фиксировать закреплением только внутреннего кольца; если используется подшипник с цилиндрической дорожкой качения (серия 640000), закрепляют оба кольца подшипника (схема 3.2).

Схема 4. Замыкание каждой опоры осуществляют только по схеме 1. Стакан плавающей опоры устанавливать в корпусном отверстии с натягом 0,002...0,006 мм индивидуальной подгонкой или используя метод групповой взаимозаменяемости. В техни-ческих требованиях дополнительно к записи, соответствующей схеме 1, указывают: "Стакан поз.___ в отверстие корпуса установить с натягом (0,003...0,006 мм). Допускается доработка поверхности стакана (R_a 0,32)".

Схема 5. Осевой зазор устраняется перемещением шариковой пяты при контролируемом усилии замыкания. Пример записи в технических требованиях: "Осевой зазор в опорах вала поз.__ не допускается. Устранить перемещением упора регули-ровочным винтом поз.__ ".

Таблица 1.2

Схема 6. Необходимое усилие замыкания обеспечивается пружиной. Схема является вариантом любой из пяти ранее рассмотренных схем, при котором кинематическое замыкание заменяется силовым. В технических требованиях записывают: "Усилие замыкания подшипников вала поз.___ (40,5 Н) установить смещением резьбовой пробки поз.__. Контролировать по началу смещения торца вала".

Конструктивные схемы узлов с поперечной и комбинированной базами можно выбирать по [2, рис.4.21 и 4.23].

1.3. Выбор подшипников качения.

Подшипники качения выбирают с учетом всех требований, предъявленных к подшипниковым узлам проектируемого изделия [2].

Исходный критерий – относительная частота вращения подвижного кольца подшипника: если она меньше 1 об/мин, под-шипники выбирают по статической грузоподъемности (ГОСТ 18854-82), если равна 1 об/мин или больше - по динамической грузоподъемности (ГОСТ 18855-82).

Приступая к выбору подшипников, следует детально изучить стандарты с общим наименованием "Подшипники качения", в частности:

Выбор подшипников по статической грузоподъемности по ГОСТ 18854-82 затруднений не вызывает.

Приведенная далее последовательность выбора подшипников по динамической грузоподъемности применима для всех типов радиальных и радиально-упорных шари-коподшипников. В более общих случаях руководствоваться [1, 2].

Исходные данные для выбора типоразмеров подшипников:

а) принятая конструкция узла (см. таблица 1.2);

б) значения и направления внешних нагрузок на опоры и вал;

r) монтажные и эксплуатационные требования (осевой зазор вала, температура, ударно-вибрационные параметры и др.);

д) диаметры вала в зоне установки подшипников;

и) материалы вала и корпуса.

Последовательность выбора подшипников.

Выбрать основной тип подшипника по таблице 1.4. В исходной схеме обозначения подшипника по ГОСТ 3189-75.

XX - ХХХХХХХ. XX …

записать обозначение принятого типа (0; 1 или 6).

Пример 1; Двухопорный гладкий вал (d_в = 6 мм), конструктивная схема 1.3; ради-альная нагрузка правой опоры Q₂ = 35 Н, левой – Q₁=40 H; осевая A= 13 Н направлена на опору 2, осевой люфт(30...60 мкм) и другие данные (см. далее).

По таблице 1.4 приняты радиальные однорядные шариковые подшипники (тип 0). Обозначение принимает вид

XXX – ХXХ0ХХХ. XX ...

2. Выбрать конструктивную разновидность основного типа подшипника;

в обозначении подшипника записать знаки разновидности:

XXX - XXXXXXX. XX ...

Использование разновидностей основного типа по ГОСТ 3395-79 (с уплотне-ниями, с упорным бортом и др.) упрощает конструкцию узла, повышает его надеж-ность и точность (см. табл.1,2 и 1.4).

Конструктивные разновидности 00, 03, 04, 07 радиально-упорных подшипников отличаются номинальным углом контакта и конструкцией колец.

К примеру 1. Принятая ранее схема замыкания (схема 1.3) конструктивно фор-мируется с использованием радиальных подшипников с упорным бортом и двумя за-щитными шайбами по ГОСТ 10058-75 (разновидность 88оооо). Обозначение подшипника принимает вид ХХ - X880ХXX. ХХ…

Таблица 1.3-Ориентировочные данные для назначения сборочного осевого смещения вала в подшипниках.

Зазоры и допуски в мкм.

3. Выбрать размер внутреннего диаметра подшипника d из размерного ряда по ГОСТ 3478-79 или таблице 1.5, принимая его равным диаметру вала d_в или меньше на 1…3 мм в зависимости от принятой схемы замыкания и конструкции узла; в схеме обозначения заполнить знаки внутреннего диаметра (табл. 1.5):

XXX – ХХХХХХХ. ХХ ... при d C_p1= 699, но меньше C_p2;

Серия диаметров 1 ГОСТ 10056-75 не предусмотрена;

серия диаметров 2, ширины 0 - C_r1= 902 > C_p2= 797 > Cp1=699.

Для всех серий [n] > n = 850 об/мин. Следовательно, для левой опоры можно принять подшипник типоразмера 1880094,

D = 11 мм; для пра­вой - 0880024, D = 13 мм.

Подшипники одного вала малогабаритных редукторов и большинства механизмов технологически выгодно выбирать либо одинаковыми, либо одного размера по наружному диаметру (таблица 1.11)

Таблица 1.11-Наружные диаметры радиальных и радиально-упорных подшипников

в зависимости от размерной серии по диаметру D (ГОСТ 3478~79), мм

Обозначение: XXX - 880024. XX

* свободные нули слева в основном обозначении не записывают.

Если значения P определялись как ориентировочные, необходимо выполнить поверочный расчёт. Для этого выписывают из каталога или таблицы 1.5 значения статической грузоподъемности C_orпринятых подшипников, определяют относительную осевую нагрузку , соответствующие ей значения e, X, и Y в таблице 1.7 и повторяют вычисления по (1.6) (для радиально-упорных подшипников по таблице 1.10) и (1.8) при действительных значениях e.

Сравнивая новые значения С_p с допускаемыми для ориентировочно принятых подшипников (см. п.8), их принимают либо окончательно, либо переходят к другим сериям по диаметру.

Если действительное значение e_q получится меньше ориентировочного e_a и после определения нового значения расчётной грузоподъёмности будет соблюдено условие (1.10), можно считать, что подшипники по грузоподъёмности выбраны правильно. При e_q> e_a следует проверить возможность перехода к более лёгким сериям.

К примеру 1. Для принятыx подшипников С_о1 = С_о2= 420 Н.

F_a/C_or= 13:420 = 0,031; e_q = 0,224, X=0,56, Y=1,96 (промежуточные значения e и Y определяют линейной интерполяцией). Из уравнения (1.6) P_r2= 45,1 Н; из (1.9) C_p2= 789 Н < С_r2=902 Н, но больше С_r= 730 Н для серии 9. Поскольку e_q>e_a=0,22 и грузо­подъемность подшипников серии 2 явно не используется, следует прове­рить возможность применения серии 9, для которой C_or=340 Н

F_a/C_or = 13:340 = 0,038; e_q = 0,234, X=0,56, Y=1,161.

P_r2= 0,56135 +1,6113 = 40,53 Н; C_p2= 708 Н < С_r2=730 Н.

Следовательно, переход на серию 9 возможен. Окончательно принимаются подшипники по ГОСТ 10058-75 сверхлёгкой серии 4х11х4. Обозначение:

ХХХХ – 1880094.ХХ...

9. Выбрать класс точности подшипника; в обозначении записать класс точности (0;6;5;4 или 2) ГОСТ 520-89:

ХХХ - XXXXXXX. ХХ…

В первую очередь ориентироваться на применение подшипников класса 0 (Р0) или наиболее грубого класса, по которому выпускается принятый типоразмер (см. таблицу 1.5). Необходимость в применения более высоких классов точности уста-

Таблица 1.12 - Предельные отклонения размеров и радиальные биения дорожек

качения радиальных и радиалыю-упорных шарикоподшипников.

Ограничение ГОСТ 520–89

б) сравнением заданных допускаемых значений радиального биения качения внутреннего R_i и (или) наружного R_a колец c соответ­ствующими предельными биениями принятых типоразмеров в *Включительно этот размер. зависимости от класса точности

(таблица 1.12 или ГОСТ 520-89).

d_m, D_m - нормируемое среднее значение диаметра отверстия и наружного диаметра подшипника, соответственно.

EI, ei- нижние предельные отклонения; ES, es - верхние.

К примеру 1.- Задано предельное смещение вала в плоскости опор за счет радиального биения дорожек качения 5 мкм. Поскольку вращается только вал, а наружное кольцо в условиях жестких ограничений радиаль­ного смещения будет устанав-ливаться неподвижно, класс точности подшипника выбирается по биению R_i внутреннего кольца:

R_max= 5 мкм  R_imax (1.12)

Для принятых подшипников (d = 4 мм) условие (1.12) удовлетворя­ется в классе точности Р5 (R_imax =3,5 мкм).

Обозначение подшипника принимает вид

ХХ5 - 1880094. XX ...

10. Выбрать группу подшипника по радиальному зазору; указать обозначение группы по ГОСТ 24810-60 в схеме

вба

XXX - ХХХХХХХ. XX ...

Группу по радиальному задору выбирают только для радиальных под­шипников. Группа, предпочтительная для приме-нения в общих случаях, именуется "основная": в обозначении подшипника либо проставляется буква М, либо ее опускают, если позиция "в" схемы окажется не заполнен­ной.

Значения радиальных зазоров приведены в таблице 1.13. Кроме основной группы можно использовать и другие: группу 6 - для подшипника плавающей опоры в схеме Таблица 1.13 Радиальные зазоры шариковых радиальных

замыкания 3; группы 7,8,9 с увеличенным однорядных подшипников G_r мкм. Ограничение ГОСТ 24810-80

11. Выбрать группу (ряд) по моменту трения; заполнить позицию "в" схемы обозначения:

вба

ХХХ - ХХХХХХХ. ХХ...

Группы по моменту трения, их обозначения и числовые характеристики уста-новлены специальными техническими условиями на подшипники качения. В общих условиях используется основная группа, обозначение которой на схеме не указывается.

К примеру 1. Для выбранного типоразмера приняты основные группы по зазору и моменту трения. Обозначение принимает вид:

5 - 1880094. XX…

12. Составить перечень специальных требований для оформления заказа на подшипники и согласования с подшип-никовой промышленностью. В схеме обозначения подшипника

г XXX - ХХХХХХХ. XX К… У… Т… С… Ш…

заполнить те дополнительные знаки справа от основных, которые однозначно установлены в каталоге.

Позиция "г" - знаки, указывающие на материал деталей подшипника: например, Е - сепаратор из текстолита.

Последующие позиции отражают конструктивные изменения, связанные с удовлетворением требований быстроходности (К…), к покрытиям и шеро­ховатости поверхностей (У…), к уровню шумов и вибрации (Ш…).

Позиция Т… - температура отпуска колец: Т соответствует температуре отпуска 200 С; Т2 - 250; ТЗ - 300; Т4 - 350, Т5 - 400 С. Подшип­ники общего применения могут работать при температурах до 100 С без снижения их номинальной долго-вечности. Позиции Т… таких подшипников опускаются.

Позиция С - марка смазочного материала, которым заполняется закрытый подшипник (типы 88ооо, 98оооо, 98оооо и др.) на заводе-изготовителе подшипника. Можно указать, например, знаки:

С1-подшипники скоростных узлов и узлов с большим сроком службы или предэксплуатационного хранения (заполняется ОКБ 122-7);

С2-под­шипники, работающие в агрессивных средах (ЦИАТИМ-221);

5 - для работы при температурах до 200 С (заполнен ВНИИ НП 207).

К примеру 1. Поскольку температура эксплуатации указана меньше 100 С, знак Т опускается. Подшипник принят закрытого типа, имеет большой срок службы. Других особых требования нет. Обозначение подшип­ника следует дополнить только знаком CI и указать стандарт на типоразмер подшипника:

5-1880094.С1 ГОСТ 10058-75.

1.4. Посадочные места подшипников

Номинальной формой посадочных мест для установки шарикоподшипни­ков служат цилиндрические поверхности и опорные кольцевые плоскости. Если посадочный цилиндр и опорная плоскость (заплечики) образуются на одной детали, в зоне их пересечения формируется переходной участок в виде галтели (криволинейное сопряжение) или проточки (См рис.1.2). Валы и отверстия со стороны монтажа подшипников должна иметь фаски.

Номинальные размеры. Диаметр посадочного цилиндра вала принимается равным номинальному диаметру отверстия подшипника d, а диаметр от­верстия в корпусе - наружному диаметру подшипника D. Высота (длина) посадочных цилиндров

L  В-r, (1.13)

где В - ширина кольца подшипника, мм;

r- координата фасок подшипни­ка (см. таблицу 1.5).

Внешний диаметр упорных торцовых поверхностей вала (заплечиков, колец, ступиц и др.) принимается обязательно больше диаметра кромки фасок:

d₁>d+4r. (1.14)

Внутренний диаметр торцовых поверхностей отверстия в корпусе или в корпусных деталях (крышек, резьбовых пробок, колец) должен быть меньше диаметра кромки фаски на наружном кольце подшипника:

d₂ < D-5r (1.15)

Наибольший радиус галтели (r₁, r₂),мм:

Ширина проточек (рисунок 1.2): S = 0,8 мм, глубина h = 0,3 мм.

Размер фаски:

cx45 при c = r. (1.17)

Допуски размеров. Предельные отклонения размеров принятых подшипников определяют по таблицам ГОСТ 520-89. Необходимый характер сопряжения колец подшипников и посадочных цилиндров достигается выбором полей допусков вала и отверстия в корпусе из числа рекомендованных ГОСТ 3325-77. Сочетания полей допусков отверстия (KB) и наружного диаметра (h8) подшипника c полями допусков посадочных цилиндров вала и отверстия в корпусе образуют посадки с натягом, с зазором или пере­ходные. Методика выбора посадок регламентирована ГОСТ 3325-77. Применительно к шарикоподшипникам опор механизмов приборов для выбора полей допусков и посадок можно воспользоваться таблицей 1.15 настоящих указаний.

При ударных и вибрационных нагрузках поля выбираются по нормам тяжёлого режима работы независимо от расчётной долговечности.

Подшипники точных механизмов (счетно-решающих, функциональных преобразователей и др.) устанавливаются с жестко ограниченными значе­ниями посадочных зазоров и натягов, определяемых расчетом или экспери­ментально. Если предельные значения зазоров и (или) натягов выходят за границы допускаемых, в технических требованиях сборочных чертежей опытного производства записывают:

"Подшипники поз.__ осей I и III установить на вал с натягом 0,004…0,008 мм подбором подшипников по разности средних диаметров цапфы вала и отверстия подшипника в пределах 0,005…0,007 мм. Доработка цапф вала не допускается. Наружные кольца подшипников в отвер­стия стаканов поз. ___ установить с номинально нулевым зазором при от­клонениях 0,002 мм доработкой посадочной поверхности стаканов

(R_a 0,32)".

На длину L посадочной поверхности в общих случаях устанавливают допуски 12…14 квалитетов.

Предельные отклонения радиусов галтелей и фасок назначаются в соответствии ГОСТ 25670-83.

Таблица 1.15 – Выбор посадок.

2.Выбор полей допусков вала и отверстия в корпусе

А. Поля допусков стальных валов