724 - Допускаемые нагрузки валов 717 - Размеры

При назначении полей допусков для вала и отверстия корпуса под вн) треннее или наружное кольцо подшипников качения необходимо учитывать а) вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус (наружное кольцо) б) вид нагрузки в) режим работы г) тип и размеры подшипника. д) скорость вращающегося кольца е) условия монтажа и эксплуатации и т. п. [c.359]

При назначении полей допусков на вал и отверстие корпуса под внутренние и наружные кольца подшипников качения необходимо учитывать следующее вращается вал (внутреннее кольцо) или корпус (наружное кольцо) вид нагрузки режим работы тип и размеры подшипника число оборотов вращающегося кольца условия монтажа и эксплуатации и др. [c.417]

Параметры шкивов модуль зацепления/п = р/я диаметр вершин зубьев —2Ь+К окружной шаг по средней линии зубьев t=t p—n(2Ь+hm—К) гщ, tp—расчетный шаг ремня по средней линии каната К — поправка, учитываюш,ая нагрузку и податливость витков каната) длина зуба В = Ь- -т-, высота зуба Аш, угол впадины 2 р, наименьшая ширина впадины 5ш, радиус головки зуба гг, радиус ножки зуба Гг определяются по табл. 45. Допуски и отклонения размеров шкивов даны в табл. 46. Боковой зазор облегчает вход и выход зубьев ремня из зацепления, компенсирует накопленную погрешность окружного шага, погрешность профиля зубьев шкива и ремня, а также угловые перекосы осей валов передачи. [c.145]

Шариковый радиальный однорядный подшипник (рис. 12.18, табл. 12.2) является самым распространенным подшипником в машиностроении. Он дешев, допускает перекосы вала до 1/4°. Предназначен для радиальной нагрузки, но может воспринимать и осевую в пределах 70% от неиспользованной радиальной. Обеспечивает осевое фиксирование вала в двух направлениях. При одинаковых габаритных размерах работает с меньшими потерями на трение и при большей угловой скорости вала, чем подшипники всех других конструкций. [c.328]

Роликовые радиальные подшипники с короткими роликами (см. рис. 11.1, в) по сравнению с аналогичными по габаритным размерам шарикоподшипниками обладают увеличенной грузоподъемностью и хорошо выдерживают ударные нагрузки. Однако они совершенно не воспринимают осевых нагрузок и не допускают перекоса вала. При перекосе вала ролики начинают работать кромками, и подшипники быстро выходят из строя. [c.321]

Игольчатые подшипники (см. рис. 11.1,5) отличаются малыми радиальными габаритными размерами. Эти подшипники находят применение в тихоходных (до 5 м/с) и тяжело нагруженных узлах, так как выдерживают большие радиальные нагрузки. Игольчатые подшипники, в настоящее время широко используют для замены подшипников скольжения, и подшипники воспринимают только радиальные нагрузки и не допускают перекоса валов. Для максимального уменьшения размеров применяют подшипники в виде комплекта игл, непосредственно опирающихся на вал, с одним наружным кольцом. [c.321]

На неподвижное прямобочное шлицевое соединение с размерами 8 х 56 х 62 мм действуют нагрузки с умеренными толчками и редкими реверсами точность центрирования высокая сборка затруднена. Наметить способ центрирования соединения, посадки по центрирующим поверхностям и допуски нецентрирующих диаметров определить предельные отклонения, зазоры и натяги начертить схемы полей допусков шлицевых деталей и соединения написать условные обозначения шлицевого соединения, вала и втулки. [c.161]

Центрирование по наружному диаметру D рекомендуется, когда втулку термически не обрабатывают или когда твердость ее материала после термической обработки допускает калибровку протяжкой, а вал — фрезерование до получения окончательных размеров зубьев. Такой способ прост и экономичен. Его применяют для неподвижных соединений, а также для подвижных, воспринимающих небольшие нагрузки. [c.335]

Неподвижное соединение призматической шпонкой показано на рис. 3.25. Размеры, допуски и посадки призматических шпонок и пазов регламентированы ГОСТ 23360—78 , а призматических высоких шпонок — ГОСТ 10748—79. По форме торцов призматические шпонки могут быть трех исполнений (рис. 3.25). Призматические шпонки обеспечивают передачу вращающего момента, но не могут воспринимать осевые нагрузки. Высокие призматические шпонки обладают повышенной несущей способностью и применяются для ступиц ич чугуна и других материалов более низкой прочности, чем материал вала. В зависимости от принятой базы обработки и измерения на рабочем чертеже должен указываться один [c.51]

Грузоподъемность роликоподшипников при тех же габаритных размерах значительно выше, чем шарикоподшипников. Однако потери на трение в роликовых подшипниках больше, чем в шариковых значения коэффициента трения для шарикоподшипников / = 0,001-н-0,004, для роликоподшипников / = 0,0025-f-- -0,01. Роликовые подшипники более чувствительны к перекосу валов, чем шариковые. Роликоподшипники без бортов на наружном кольце или на внутреннем кольце не ограничивают осевого пере-меш,ения вала. Эти же подшипники с двумя бортами на одном из колец и одним бортом на другом (рис. 24.2, е) дают возможность передавать односторонние осевые нагрузки. Роликоподшипники с упорной фасонной шайбой на внутреннем кольце (рис. 24.2, г) дают возможность фиксировать вал и допускают небольшую осевую нагрузку в обе стороны. [c.416]

К преимуществам подшипников скольжения относятся меньшие размеры, возможность сделать подшипник разъемным (это необходимо, в частности, для шеек коленчатых валов), кроме того, такой подшипник можно устанавливать без разборки мешающих деталей на валу они допускают скорости вращения валов более 10 тыс. об/мин. Некоторые из них могут работать и в воде, и в агрессивных средах их можно применять при вибрационных и ударных нагрузках, а также для таких диаметров цапф, для которых нет стандартных подшипников. [c.50]

При сборке ходовой части насоса размер А (рис. 14.32) проверяют калибром-шариком с точностью до 0,1 мм, размер В (расстояние от оси цапфы до торца вала) проверяют другим калибром с точностью до 0,1 мм. Этот допуск обеспечивается подбором компенсационных колец при действии осевой нагрузки до 500 кГ. Зазор С (0,15 + 0,5 мм для гидромотора № 5 под нагрузкой 75 кГ) также обеспечивается компенсационными кольцами и проверяется калибрами-приспособлениями. Желателен селективный подбор компенсационных колец, изготовляемых в механических цехах с исключением подшлифовки колец в процессе сборки. [c.465]

Допускается в изделиях, спроектированных до 01.01.88, применять кольца с размером а. Осевая нагрузка определена для условий рабочие кромки кольца острые углы у основания без зазора прилегающая к кольцу поверхность закрепляемой детали без скругления или фаски ГОСТ 13940-86 и ГОСТ 13942-86 предусматривают также диаметры валов ( = 102 -г 200 мм. [c.784]

Конические передачи сложнее цилиндрических в изготовлении и монтаже. Для нарезания конических колес требуются специальные станки и специальный инструмент. Кроме допусков на размеры зубьев здесь необходимо выдерживать допуски на углы , 1 и а при монтаже обеспечивать совпадение вершин конусов. Выполнить коническое зацепление с той же степенью точности, что и цилиндрическое, значительно труднее. Пересечение осей валов затрудняет размещение опор. Одно из конических колес, как правило, располагают консольно. При этом увеличивается неравномерность распределения нагрузки по длине зуба (см. рис. 8.13, в). В коническом зацеплении действуют осевые силы, наличие которых усложняет конструкцию опор. Все это приводит к тому, что, по опытным данным, нагрузочная способность конической прямозубой передачи составляет лишь около 0,85 цилиндрической. Несмотря на отмеченные недостатки, конические передачи имеют широкое применение, поскольку по условиям компоновки механизмов иногда необходимо располагать валы под углом. [c.157]

Шейки валов со значительным износом обтачивают и шлифуют под ремонтный размер. При этом допускается уменьшение диаметра шеек на 5—10% в зависимости от характера воспринимаемых валом нагрузок, в частности от того, испытывает ли вал ударные нагрузки. В тех случаях, когда необходимо восстановить первоначальные размеры шеек, на шейки после их обточки напрессовывают или устанавливают на эпоксидном клее ремонтные втулки, которые затем обрабатывают точением или шлифованием. Изношенные поверхности валов можно ремонтировать также наращиванием металла вибро-дуговой наплавкой, металлизацией, осталиванием, хромированием и другими методами. [c.194]

Автомат для контроля высоты вкладышей. На фиг. 243 Дана схема автомата для контроля высоты биметаллических вкладышей подшипников коленчатого вала автомобильного двигателя ЗИЛ-120. Допуск на размер высоты вкладыша 0,024 мм при определенной нагрузке, прикладываемой к одному торцу (см. схему проверки). Измеряемые вкладыши укладываются в магазин 5, из которого по одному заталкиваются в гнездо толкателем 2 усилием штока пневмоцилиндра I до упора 3. Другой пневмоцилиндр 25 через пружину 26 и шток 27 создает нагрузку на вкладыш. Величина нагрузки регулируется винтом с лимбом 24. Размер высоты вкладыша определяется правым концом рычага 28, левый конец которого соединен с электроконтактной головкой 29. Все включения и выключения элементов автомата производятся командами аппарата 16 с приводом ог электродвигателя 15. После измерения высоты вкладыша включается соленоид 6, приподнимающий упор 4. Годные вкладыши опускаются к стенке накопителя 8, где под-. нимаются кверху пневмоцилиндром 7 и планкой 17, затем Снимаются стойкой. Если вкладыш оказался с завышенным размером по высоте, то электроконтактная головка 29 дает команду на включение солено- [c.236]

Подшипники скольжения имеют следующие преимущества малые размеры в радиальном направлении, возможность применения разъемных подшипников, допускают высокую частоту вращения (100 ООО мин и более), возможность работы в воде и других агрессивных средах, а также при вибрационных и ударных нагрузках. Подшипники скольжения допускают регулирование радиального зазора и, следовательно, точную установку геометрической оси вала. Это их свойство используется в конструкциях прецизионных машин, например в шпинделях координатно-расточных станков и т. д. [c.301]

Рис. 162. Схема работы кинематической пары вал-подшипник а — соотношение размеров пары б — положение деталей пары при прекращении вращения в — положение деталей пары прн вращении вала 1 — подшипник 2 —вал Д — кольцевой зазор по допускам изготовления Р — радиальная нагрузка на валу 6 — толщина пленки смазкн

Выбор типа и размеров опор обусловлен в первую очередь величиной нагрузки на вал, а также ее характером (статическая, динамическая) и зависимостью нагрузки от скорости. Подшипники качения хорошо воспринимают большую статическую нагрузку при сравнительно небольшой скорости они допускают значительную кратковременную перегрузку и пуск при полной нагрузке. При ударной нагрузке долговечность подшипников качения резко уменьшается, а шум увеличивается в силу их малой демпфирующей способности. В условиях ударной нагрузки и больших скоростей лучше работают подшипники скольжения как гидродинамические, так и гидростатические последние допускают пуск при полной нагрузке. Гидродинамические и гидростатические подшипники по сравнению с подшипниками качения имеют большую долговечность. Подшипники скольжения с граничным трением хорошо работают при низких скоростях при повышении скорости их несущая способность резко падает. [c.352]

Корпуса подшипников качения стандартизованы ГОСТ 13218.1—67-ь ГОСТ 13218.11—67. Стандарт распространяется на неразъемные корпуса различных серий по ширине для подшипников с наружными диаметрами от 47 до 400 мм и разъемные корпуса разных серий для подшипников с наружными диаметрами от 110 до 400 мм. Все корпуса выполнены со сквозной расточкой отверстий. Буквенные обозначения корпусов означают Ш — широкая серия У — узкая серия М — корпус для малой нагрузки, действующей от опоры (при действии к опоре допускаются большие нагрузки) Б — корпус для большой нагрузки, действующей от опоры Р — корпус разъемный. Неразъемные корпуса могут воспринимать нагрузки любого направления в плоскости, перпендикулярной к оси вращения вала. Разъемные корпуса предназначены для восприятия нагрузок, действующих в направлении опоры, и горизонтальных. Конструкции некоторых стандартных корпусов и их основные размеры даны в табл. 8.18—8.20. Неразъемные корпуса имеют два исполнения, отличающиеся величиной опорной поверхности. Корпуса первого исполнения с выемкой длиной / и корпуса второго исполнения без выемки. Корпуса второго исполнения предназначены для нагрузок, направленных к опоре при установке корпуса на обработанной поверхности. [c.276]

При проектировании колец из углеродных материалов необходимо избегать концентраторов напряжений — все углы закруглять (радиус закругления Я — 1-=-3 мм), не применять потайных винтов, шпоночных канавок. Допускается несколько (желательно, четное число) отверстий под штифты или лысок для тангенциальной фиксации кольца при условии, их симметричного расположения относительно оси. Вследствие малого коэффициента линейного расширения недопустима напрессовка внутренних диаметров колец на металлические валы и втулки. Горячая запрессовка колец в металлические обоймы по наружному диаметру допустима при условии предварительной термообработки обоймы для снятия внутренних напряжений. Предпочтительной является установка на резиновых кольцах (см. рис. 68, 88). Габаритные размеры сечения должны составлять не менее 10—20% от внутреннего диаметра кольца из углеродного материала. Кольца должны воспринимать только сжимающие нагрузки. [c.129]

Достоинства подшипников скольжения 1) надежно работают в высокоскоростных приводах (подшипники качения в этих условиях имеют низкую долговечность) 2) способны воспринимать большие ударные и вибрационные нагрузки вследствие демпфирующего действия масляного слоя 3) работают бесшумно 4) имеют сравнительно малые радиальные размеры (см. рис. 18.2) 5) разъемные подшипники допускают установку их на шейки коленчатых валов при ремонте не требуют демонтажа муфт, шкивов и т. д. 6) для тихоходных машин могут иметь весьма простую конструкцию (см. рис. [c.205]

Втулочно-пальцевая муфта типа МУВП (рис. 13.6) получила широкое распространение, например, в приводах от электродвигателя. Муфта состоит из Двух фланцевых полумуфт 1 к4, пальцев 2 с коническим хвостовиком и резьбой. Пальцы вставляют в конические отверстия одной из полумуфт и затягивают гайками, что обеспечивает жесткое соединение этих деталей. Момент вращения на вторую полу-муфту передается от пальцев через резиновые гофрированные втулки 5 Преимуществом этих муфт являются простота конструкции и возможность замены упругих элементов, малые габаритные размеры и масса, но они мало податливы и распределение напряжений в упругих элементах отличается большой неравномерностью. Муфты МУВП допускают смещение валов Аг = 0,2...0,5 мм А/ = 1...5 мм и Да 1 (см. рис. 13.1). Следует заметить, что с ростом Дг и Да увеличиваются изнашивание упругих элементов и неравномерность распределения нагрузки среди пальцев муфты. Поперечная сила, вызванная этой неравномерностью, достигает 25 % от 2М/0 (см. рис. 13.6), что необходимо учитывать при расчете валов и опор. [c.329]

Радиально-плунжерные гидромоторы типа МР [6] имеют несколько исполнений (модификаций), отличающихся от основного исполнения только отдельными деталями и узлами а) исполнение МР (табл, 2.42) — основное исполнение, допускающее передачу крутящего момента через муфту и имеющее крепление на лапах б) исполнение МР-У допускает дополнительную нагрузку вала изгибающим моментом и осевым усилием от узла передачи крутящего момента в) исполнение МР-В с вращающимся корпусом, передающим крутящий момент г) исполнение МР-Т с встроенным фрикционным тормозом д) исполнение МР-Г с встроенным гидравлическим тормозом е) исполнение МР-Ф — основное исполнение с флан-цевым креплением. Характеристика всех модифика-У ций (за исключением габаритных размеров) одина-Л кова. [c.196]

Крестовина служит также для центровки кардана. При открытом карданном приводе карданный вал через вилку опирается только на шипы крестовины поэтому при конструировании карда 1а и назначении допусков необходимо установить центрирующие плоскости крестовины. Центровка карданов с игольчатыми подшипниками производится по торцам шипов (фиг. 67, а), для чего при обработке крестовины размер между торцами шипов выдерживается в узких пределах (указано стрелкой). В прежних конструкциях карданов (см. фиг. 61) центровка производилась по заплечикам у основания шипов (фиг. 67, 5), для чего в жёстких пределах выдерживался размер между плоскостями по заплечикам. Соответствующая опорная цейтрирующая поверхность крестовины, воспринимающая нагрузки, действующие вдоль шипа в плоскости, перпендикулярной оси вала, принимается от 0,75 до 1,0 or боковой поверхности шипа. [c.75]

Однако стоимость машины определяется на заводе не только стоимостью материала, но и стоимостью его обработки. Чем разнообразнее по размерам детали, тем меньше число одноразмерных деталей, тем труднее наладить быструю и дешевую их обработку. За счет уменьшения веса разноразмерных деталей увеличиваются расходы на эту обработку. Поэтому проактные бюро и заводы широко допускают применение одних и тех же деталей, рассчитанных на большую нагрузку (при большом напоре), также и при меньших нагрузках и напорах турбины. Обычно ее определенная типораз-мероконструкция применяется лишь в некоторых пределах напора и выполняется во всех своих частях одинаковой для применения при всех этих напорах — разве только тогда меняются диаметр вала и расточка втулки, а следовательно, и сальники и опоры. [c.240]

Центрирование по D как наиболее простое и экономичное рекомендуется применять во всех случаях, когда твердость втулки допускает калибровку протяжкой, а вал — фрезерование до окснчатель-ных размеров зубьев с последующим шлифованием по наружному диаметру. Все это выполнимо для неподижных соединений (износ отсутствует и повышенная тЫердость не требуется), а также для подвижных соединений, воспринимающих небольшие нагрузки, или когда с целью уменьшения износа детали изготовляют из износостойких сталей без термообработки. [c.448]

Определение р меров элементов литых конических зубчатых колес. Размеры элементов литых зубчатых колес зависят не только от прочности, но и от необходимых соотношений между ними, определяемых технологическим процессом отливки. В зависимости от размеров изготовляются однодисковые зубчатые колеса с четырьмя, шестью и восьмью ребрами. Выбор четного числа ребер объясняется наиболее выгодным расположением прибылей и устранением дефектов в виде раковин и т. п. Формулы для определения размеров элементов литых конических зубчатых колес приведены в табл. 11. Для подсчета толщины обода литых и кованых конических зубчатых колес принята формула, как и.для подсчета толщины обода литых цилиндрических зубчатых колес, с учетом влияния коэффициента ширины зуба и суммарного числа зубьев Zj . В конических зубчатых колесах при уменьшении угла ф возрастает величина радиальной нагрузки и увеличивается расстояние от точки приложения этой нагрузки до оси симметрии диска. Для уменьшения влияния моментов от радиальной и осевой нагрузок расстояниеот торца окружности выступов на малом конусе до диска определяют в зависимости от угла ф. Б табл. 11 приведены формулы для предварительного определения отверстия в ступице колеса под вал. Учитыва технологию отливки в местах, указанных буквой N (лист 10, рис. 2, 3, 4), допускается утолщение обода до высоты ребер. При изготовлении кованых и литых конических зубчатых колес используют те же стали, что и для цилиндрических зубчатых колее. [c.29]

Применение грубых поверхностей приводит к значительной потере натяга (срез и смятие микронеропноией при запрессовке) и не обеспечивает качества соединений по однородности прочностных характеристик. Класс шероховатости поверхности валов, предназначенных для работы при циклических нагрузках, нужно назначать еще выше для обеспечения достаточной усталостной прочности. Более эффективным средством повышения усталостной прочности валов является поверхностное упрочнение накаткой роликами подступичной части вала или двух ее зон в области торцов ступицы, снижением уровня концентрации напряжений путем проточки канавок на торцах ступицы и другими мерами. Волнистость, обычно возникающая при накатке, снижает проч-1юсть соединения с натягом, так как уменьшается площадь контакта. Этот недостаток ликвидируется дополнительным протачиванием или шлифованием накатанной поверхности на небольшую глубину, чем и достигается требуемая точность формы. Погрешности формы посадочных поверхностей снижают прочность соединения. Ограничение отклонений формы по ГОСТ 10356—63 может составлять 20—80% допуска на размер в зависимости от требуемой точности сборки деталей (IV— [c.297]

Н8 Н7 7 56 Колеса тяжело нагруженные и работающие с ударными нагрузками иди при частоте вращения п > > 30 об/с. Сохраняется относительное положение деталей при всех режимах работы. Допускается большое осевое усилие В тихоходных ступенях редукторов средних и крупных размеров с дополнительным креплением шпон кой, Шесч ерни постоянного зацепления и шестерни третьей скоростр на промежуточном валу коробки передач грузового автомобиля с дояа ни-тельным креплением их сегментными шпонками. Шестерни на валах масляных, насосов тракторов. Шестерни на валах сверлильных машин Под прессом как с нагревом, так и без нагрева [c.452]

Выбор посадки производится из условия, что при наименьшем натяге обеспечивается прочность соединения и передача нагрузки, а при наибольшем — прочность деталей. Когда МтЬ и Ытп установлены, находят допуски посадки, а также размеров вала и отверстия. Это дает возможность определить номер квалитета, т. е. точность изготовления сопрягаемых деталей. Иногда для вала и отверстия назначают один квалитет, а иногда для отверстия предусматривают больший допуск, учитывая сложность его обработки и контроля, т. е. выполняют его с допуском на один квалитет грубее. После решения вопроса о точности изготовления назначают вид посадки по минимальному натягу, необходимому для нормальной работы соединения. Предельные значения натяга в рекомендованных посадках ЕСДП приведены в табл. 2.46. [c.196]

Если допустимые осевые погрешности установки валов достигают 1—2 мм (напримёр, валов цилиндрических зубчатых передач), а осевые нагрузки ограничены по величине, то применяют радиальные подшипники. Регулирование осевой игры при использовании радиальных подшипников обычно не выполняют. Зазор Ь = 0,2 0,6 мм обеспечивают соответствующим назначением допусков на размеры Ь, I и с, поэтому конструктивная схема 2 с радиальными подшипниками может применяться без ограничения расстояния между опорами. При большом расстоянии I между опорами с целью снижения требований к точности изготовления, могут быть использованы компенсационные кольца 2, 4 (рис. 18.2, в, г) или набор прокладок 7 (рис. 18.2, е). [c.331]

Шейки валов со значительным износом обтачивают и шлифуют под ремонтный размер. При этом допускается уменьшение диаметра шеек на 5—10% в зависимости от характера воспринимаемых 2с1Лом нагрузок, в частности при ударных нагрузках. В тех случаях, когда необходимо восстановить первоначальные размеры шеек, на них после обточки напрессовывают или устанавливают на эпоксид- [c.332]

Типо- размер Межосевое расстояние, мм Передаточное число Крутящий момент на тихоходном ва-лу, кН М Допуска диальная (кН) на концаз быстро- ходного емая ра-нагрузка выходных с валов тихоход- ного К.п.д. Мае- са, кг [c.209]

Выбирая размеры вала, следует учитывать, что снижение жесткости кинематической цепи может привести также и к нежелательным результатам смеш,ению зоны резонанса и опасному увеличению крутильных колебаний. Величину Кд — коэффициента неравномерности распределения нагрузки по потокам — можно определить, если известны характеристика упругого элемента (рис. 5.5, б) и величина предельной угловой ошибки Аф в расположении зубьев шестерни тихоходкой пары относительно зубьев колеса быстроходной. Величину Аф можно найти на основании расчета размерной цепи по допускам на точность изготовления деталей. Наибольшая ошибка не может превышать угол, соответствуюш,ий половине окружного шага колеса (Аш л/г,) нли полов1ше окружного шага шлицев, если он меньше. [c.125]

Схема III (рис. 112, о). Данную схему подшипникового узла принято называть установкой в распор . Торцы внутренних колец упираются в буртики вала, а внешние торцы наружных колеи упираются в торцы крышек, закрепленных в корпусе. Размеры L, I и k образуют размерную цепь, и погрешности в выполнении этих размеров приводят к изменению зазора а, поэтому на эти раз.меры устанавливают более жесткие допуски, чем на схемах / и //. При тепловом удлинении вала и недостаточном зазоре а может произойти заклинивание тел качения. Поэтому такую установку можно применять только для сравнительно коротких валов с расстоянием мёжду опорами не более 400 мм. Для более равномерной нагрузки тел качения в шариковых радиально-упорных или конических роликоподшипниках допускать большую осевую игру нельзя, а можно даже создать небольшой натяг. [c.162]

Энциклопедия по машиностроению XXL

Оборудование, материаловедение, механика и ...