Добавил:
Upload Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз: Предмет: Файл:

Монтаж подшипниковых узлов

.doc
Скачиваний:
17
Добавлен:
09.04.2015
Размер:
58.88 Кб
Скачать

71.Монтаж подшипниковых узлов

При монтаже подшипниковых узлов для обеспечения технически правильной установки подшипника и продления срока его эксплуатации, важно следовать следующим рекомендациям.

Чтобы не повредить подшипник в результате неправильного монтажа, укрепите, прежде всего, корпус подшипника на основании до фиксации внутреннего кольца в его окончательном положении. В противном случае может создаться нежелательное осевое напряжение и, как следствие, преждевременный отказ.

Для облегчения монтажа концы вала должны иметь фаски.

Для фиксации подшипника на валу могут быть использованы три способа:винт (болт) внутреннего кольца,хомут или бугель эксцентрика, стяжные муфты.

Необходимо проследить, чтобы винт для фиксации подшипника был достаточно отпущен и не выступал во внутреннее отверстие внутреннего кольца. В противном случае монтаж будет затруднен и вал может быть поврежден. Для нормальной посадки внутренние кольца насаживаются на вал в сборе с уплотнением. Если тугая посадка действительно необходима, внутренние кольца должны прогоняться с помощью трубы из меди или из пластика.

Избегайте прямых ударов молотком по подшипникам и их корпусам.

После окончания монтажа вал должен быть провернут от руки для подтверждения возможности свободного вращения.

В процессе эксплуатации корпус подшипника должен находиться под действием давления, а не растяжения. При необходимости используйте натяжные подшипники, у которых натяжной регулировочный болт упирается в корпус.

Корпуса подшипников из чугуна не приспособлены для значительно меняющихся нагрузок и для переменных осевых нагрузок. В этих случаях предпочтительно использовать корпуса из литой стали или литья со сфероидальным графитом.

При монтаже подшипников на длинных валах или при значительном удалении подшипников друг от друга, рекомендуется фиксирующий винт не затягивать, учитывая осевые расширения вала.

Если требуется точное позиционирование подшипника, возможно фиксировать некоторые типы корпусов с помощью центрирующих штифтов цилиндрических или конических.

Правила эксплуатации подшипников, установленных в изделиях

Правильная эксплуатация подшипников обеспечивает их надежную работу и сохранение их основных показателей качества в течение всего срока.

Основным условием грамотной эксплуатации машин и механизмов является их систематический контроль и своевременное обслуживание в соответствии с установленными сроками.

72. Соединение разъемное - соединение, которое можно многократно разъединять и соединять, не деформируя при этом ни соединяемые, ни крепежные детали.

резьбовое соединение

штифтовое соединение

шпоночное соединение

шлицевое (зубчатое) соединение

байонетное соединение

клеммовое соединение

конусное соединение

профильное соединение

бугельное соединение

соединение шип-проушина

73. Шпоночныминазывают разъемные соединения составных частей изделия с применением шпонок. Шпоночные соединения широко применяют во всех отраслях машиностроения.

74. Основными критериями работоспособности призматических ненапряженных шпоночных соединений являются прочность шпонки на срез и прочность соединения на смятие.

75. Достоинства и недостатки призматических сегментных шпонок

Достоинство: устойчивое направление шпонки в валу, не требует ручной пригонки.

Недостаток: необходимость глубокой канавки в валу. Расчет производится на смятие

76.Шлицевые (зубчатые) соединения

Шлицевые соединения можно рассматривать как многошпоночные, в которых шпонки как бы изготовлены заодно с валом. Рабочими поверхностями являются боковые стороны зубьев. В последние годы, в связи с общим повышением напряжений в деталях машин, шлицевые соединения получили самое широкое распространение взамен шпонок. Этому способствует оснащение промышленности специальным оборудованием - шлицефрезерными и протяжными станками. Некоторые авторы называют их зубчатыми соединениями.

Классификация шлицевых соединений

Шлицевые соединения образуются выступами - зубьями на валу, ходящими во впадины соответствующей формы в ступице. Вал и отверстие в ступице обрабатывают так, чтобы боковые поверхности зубьев или участки цилиндрических поверхностей (по внутреннему или наружному диаметру зубьев) плотно прилегали друг к другу. Соответственно различают шлицевые соединения с центрированием по боковым поверхностям зубьев, по внутреннему или наружному диаметру. Центрирование по диаметрам обеспечивает более высокую соосность вала и ступицы, а центрирование по боковым граням обеспечивает более равномерное распределение нагрузки по зубьям. По характеру соединения различают: неподвижные – для закрепления детали на валу; подвижные - допускающие перемещение детали вдоль вала (например, блока шестерен коробки передач станка).

В зависимости от профиля зубьев различают три основных типа соединений:

- с прямобочными зубьями - число зубьев Z = 6, 8, 10, 12;

- с эвольвентными зубьями - число зубьев Z = 12, 16 и более;

- с треугольными зубьями - число зубьев Z = 24, 36 и более.

78. Достоинства и недостатки шлицевых соединений

По сравнению со шпоночными зубчатые соединения обладают рядом преимуществ:

1) при одинаковых габаритах допускают передачу больших вращающих моментов за счет большей поверхности контакта;

2) обеспечивают большую усталостную прочность вала из-за отсутствия шпоночных канавок;

3) обеспечивают лучшее центрирование соединяемых деталей и более точное направление при осевом перемещении. Эти преимущества обусловили его широкое применение в высоконагруженных машинах (станкостроении, авиастроении, автотранспортной промышленности и т.д.);

4) усиливают сечение вала за счёт большего момента инерции ребристого сечения по сравнению с круглым. Зубчатый вал можно рассчитывать на прочность так же, как гладкий, диаметр которого равен внутреннему диаметру зубчатого вала.

5) уменьшается число деталей соединения. Зубчатое соединение образуют две детали, шпоночное – три, четыре.

6) обеспечивается высокая надежность при динамических и реверсивных нагрузках, вследствие равномерного распределения нагрузки по зубьям.

7) уменьшается длина ступицы.

Недостатки зубчатых соединений: требуют специального оборудования для изготовления отверстий, более сложная технология изготовления, а следовательно, и более высокая стоимость.

79.Критерии работоспособности шлицевых соединений. Проектировочный и проверочные расчёты.

Основными критериями работоспособности шлицевых соединений являются сопротивления рабочих поверхностей смятию и изнашиванию. Эти соединения, аналогично шпоночным, выбирают по таблицам стандартов в зависимости от диаметра вала, а затем проверяют расчетом.

Расчет на смятие. Условие прочности на смятие рабочих поверхностей зубьев

где Τ — передаваемый вращающий момент, Η «мм; SF — удельный (на единицу длины) суммарный статический момент площади рабочих поверхностей, мм3/мм (см. табл. 5.1); /р— рабочая длина зубьев (см. рис. 5.1); [а]см — допускаемое напряжение смятия, Н/мм2

Последовательность проверочного расчета шлицевых соединений

Исходные данные:

Передаваемый крутящий момент Т.

Диаметр вала d и длина ступицы lст.

Условия работы.

Последовательность расчета:

1.Задаются видом зубчатого соединения в зависимости от точности центрирования деталей, величины нагрузки, условий эксплуатации и типа производства.

2. Зная диаметр вала d, по ГОСТу принимают размеры зубчатого соединения, причем серией задаются в зависимости от характера соединения и условий работы.

3. Из условия прочности на смятие определяют расчетное напряжение σсм в соединении и сравнивают с допускаемыми [σ]см (табл.4). Если σсм превышает [σ]см более чем на 5%, то увеличивают длину ступицы lст или принимают другую серию, а иногда другой вид соединения и повторяют проверочный расчет.

При проектировочном расчете шлицевых соединений после выбора размеров сечения зубьев по стандарту определяют длину зубьев l из условия прочности по напряжениям смятия

80.

Посадка с (гарантированным) натягом — соединение с гарантированным натягом, то есть наибольший допустимый размер отверстия меньше наименьшего допустимого размера вала или равен ему. Обозначаются от p до z (от P до Z).

Посадки радиально-упорных шариковых и роликовых подшипников

в зависимости от вида нагружения при осевой регулировке

Вид нагружения и способ регулировки

Циркуляционное нагружение колец подшипников при отсутствии регулировки

Циркуляционное нагружение регулируемых колец

Нерегулируемые и регулируемые местно нагруженные кольца, не перемещающиеся относительно посадочной поверхности

Местнонагруженные регулируемые кольца

При одновременном нагружении соединения вращающим моментом

Недостатки: необходимость точного изготовления контактирующих поверхностей деталей; соединения имеют увеличенный размер в радиальном направлении, особенно это относится к соединениям затяжкой винтами (рис. 7.3. в); с течением кремени затяжка, а следовательно, и несущая способность соединений могут снижаться из-за самоотвинчивания гаек и винтов, а шкже из-за обмятия контактирующих поверхностей. Поэтому гайки и винты должны быть надежно застопорены от самоотвин- чивания, их следует периодически подтягивать.

Для соединений (см. рис. 7.3, а, б) кольцевой зазор между налом и ступицей принимают в диапазоне b = (0,08...0,12)^/, а длину колец / = (0,2...0,4)d ; большие значения b и / имеют кольца в соединениях с валами, диаметр которых менее 40 мм; угол наклона образующей конусной поверхности колец рекомендуется принимать а = 16°42' (tga = 0,3), так как при углах а<16°42' возможно самозаклинивание колец, а при больших углах α потребуется слишком большая сила осевой затяжки.

Кольца изготовляют из пружинных сталей типа 55ГС, 60С2А и других с твердостью поверхности 45... 5011RC>; твердость рабочих поверхностей валов и ступиц рекомендуется назначать не ниже 35...40НЯСэ; рабочие контактирующие поверхности (цилиндрические и конические), как правило, шлифуют.

В табл, 7.2 приведены размеры стяжных конусных колец (см. рис. 7.3, а и 7.3, »), осевые силы ^1эат для их деформирования на величину зазоров (выборка зазоров) и F2,„ для создания на поверхности контакта давления ρ - 100 МПа, а также передаваемые при таком давлении одной парой колец вращающие моменты Τ и осевые силы Fa (данные каталога фирмы Ringfeder GMBH Kre- I'eld Uerdingen).

При одновременном нагружении соединения вращающим моментом Τ и осевой силой Fa определение нагрузочной способности соединения приближенно можно проводить по равнодействующей силе причем не должна превышать силу Fa (см. табл. 7.2).

Если в соединении установлены две пары колец, а затяжку производят с одной стороны соединения, как это показано на рис. 7.3, α, δ, то вторая пара колец (считая со стороны приложения силы затяжки) из-за противодействия сил трения затянута примерно в половину слабее первой пары колец, и вторая пара колец передает вращающий момент и осевую силу примерно в два раза меньше, чем указано в табл. 7.2.

Тут вы можете оставить комментарий к выбранному абзацу или сообщить об ошибке.

Оставленные комментарии видны всем.