РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

ЗАДАНИЕ

Рассчитать и выбрать посадки, вычертить схемы расположения полей допусков для гладких цилиндрических соединений с натягом (d1), с зазором (d2) и переходную (d3) для соединений вал-втулка.

Назначить и рассчитать посадки подшипника качения (d, D) и построить схемы полей допусков.

Рассчитать калибры для деталей вал и втулка гладкого цилиндрического соединения d1 и построить схемы полей допусков.

Выполнить рабочий чертеж калибров скобы и пробки.

Рассчитать размерную цепь А методом полной взаимозаменяемости и вероятностно-статистическим методом.

Выполнить чертеж узла с указание рассчитанных посадок на формате А4.

РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ (ВТУЛКА - ШЕСТЕРНЯ).

ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ:

Диаметр сопряжения (номинальный) - d = 350 мм;

Диаметр осевого отверстия на валу - d1 = 210 мм;

Наружный диаметр втулки - d2= ∞ мм;

Длина соединения - L1=340 мм;

Осевое усилие на соединение - P=0 кН;

Крутящий момент - M=5800 Н*м;

Материал шестерни - СЧ15-32, Ed = 1,2*1011 Па;

Материал втулки - Бр ОЦС6-6-3, ЕD = 1,1*1011 Па.

Расчетная схема.

Предельные значения натягов прессовой посадки должны удовлетворять следующим требованиям:

1. При наименьшем натяге должна обеспечиваться прочность соединения, то есть не должно быть относительного поворота деталей от действия внешнего крутящего момента или осевого усилия, или их совместного действия.

(1)

где d = 350 мм = 0,35 м - номинальный диаметр соединения;

Рэ - эксплуатационное удельное давление на поверхности контакта:

Рэ= , (2)

где: f - коэффициент трения (сцепления) при распрессовке в момент сдвига, зависит от материала и вида запрессовки

f = 0,07-0,06 [I, стр.9, табл.1.2];

n - коэффициент запаса прочности соединения на возможные перегрузки и воздействия вибраций, n = 1,5-2;

= 340мм = 0, 340 м - номинальная длина соединения;

Мкр = 5800 Н*м; - крутящий момент;

р=0 кН - осевое усилие;

Еd, ЕD - модули упругости материалов соединяемый деталей (втулки и шестерни).

- коэффициент Пуассона для втулки (охватываемой детали) [1, стр.9, табл.1.1.];

- коэффициент Пуассона для шестерни [1, стр.9, табл.I.I.];

. Прежде чем приступить к выбору посадки, проверим обеспечение прочности соединения. Для этого определим предельное допустимое удельное контактное давление на основе наибольших касательных напряжений.

Рдоп= 0,58 *[1- ]*sTD *À;

Рдоп = 0,58*[1- ]*sTd*À;

sTD, sT9d - предел текучести или предел прочности материала сопрягаемых отверстий и вала [1, стр. 9, табл. I.I], sTD=sTd=274 МПа.

À- коэффициент, зависящий от жесткости сопряжения (то есть от отношения ) и определяется по графику [1, стр. 8, рис. I.2],

= , ,À=0,9.

МПа

Для оценки также необходимо определить численное значение отношения, то есть удельного давления

, , .

По рисунку [1, стр. 8, рис. I.3],что для шестерни и втулки характер деформирования упругий.

Поскольку для нашего соединения допускаются упруго- пластические деформации, то наибольшее допускаемое контактное давление Рдоп выбираем по кривой б [1, стр. 8, рис. I.3]. Из двух значений и выбираем меньшее.

Так как в моем случае меньшее у втулки при =0,5925,а при = , тогда МПа.

Учитывая неравномерность распределения удельного давления по поверхности соединения, находим Рнб.доп [1,стр. 8, I.2] при = и :À=0,9

À= МПа

. Определяем наибольший натяг, при котором возникает допустимое давление исходя из прочности втулки.

мкм.

. При сборке путем механической запрессовки нагревом,поправка на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей равна нулю, Δш=0.

. Значение натягов при выборе посадки

мкм

Выбираем посадку с натягом из числа рекомендованных СТ СЭВ 144-75 по условиям Nmin расч. £ Nmin табл. 22,48 811 расч ³ Nmax табл 1380,1 989.

Квалитеты 7 и 8 применяются для соединений зубчатых колес с валом, установки подшипников качения в корпус, фрез на оправки и т.п.

Æ350 или Æ350

РАСЧЁТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ ДЛЯ ПОДШИПНИКОВ СКОЛЬЖЕНИЯ

Данные для расчета:

Номинальный (сопряженный) диаметр соединения d = 190 мм;

Длина соединения l = 378 мм;

Осевое усилие на соединение R = 300 кН;

Частота вращения вала n = 700 мин-1;

Рабочая температура подшинника t=56 0C

Марка масла «Индустриальное 40»

Угол обхвата (принимаем) =1800

Материал цапфы (вал) Ст40 ( = )

Материал вкладыша (втулки) Бр ОЦС 6-6-3 ( = )

(, - коэффициенты линейного расширения материалов деталей [1,стр. 16, табл. 2.4.].

Расчетная схема.

На рисунке показано положение вала в подшипнике скольжения во время покоя, когда он под действием собственного веса и внешней нагрузки Р выдавливает смазку и соприкасается с подшипником по нижней образующей

Цель расчёта - определить такой hmin, при котором бы выполнялось условие жидкостного трения, и на основании этого назначить посадку.

Расчет:

Определение оптимального зазора

Sопт = ψопт ∙ d

где d - номинальный диаметр соединения, d=0,19м

ψопт - оптимальный относительный зазор

где p - среднее давление, приходящееся на единицу площади проекции опорной поверхности подшипника

Па

- коэффициент, учитывающий угол охвата и отношение (), =1,32 [1,стр.15,табл 2.1.];

n - частота вращения вала;

t - динамическая вязкость масла при заданной температуре t

- динамическая вязкость при температуре t = 500С,

=0,042 [1, стр. 15,табл. 2.2.],

[1,стр. 15,табл.2.2.].

t - фактическая температура масла, t=560C,

n=2,7 - показатель степени, зависящий от кинематической вязкости масла ν, определяемый из [1,стр. 16,табл. 2.3.],

;

Определение максимально возможной толщины масляного слоя между поверхностями скольжения

где

Выбор посадки из стандартных полей допусков производим по среднему зазору, учитывая, что в СТ СЭВ значения приводятся для нормальной температуры (200С).

= -

- температурная поправка, St = (α2 - α1)∙(tп - 20˚)∙d=

Выбираем стандартную посадку, у которой средний зазор наиболее близок к расчетному и коэффициент относительной точности η максимален:

где TS =Smax - Smin - допуск посадки

Для заданного номинального размера d=190 мм в табл. ІІ.І.4 [2, стр. 76] определяем строку, элементы которой представляют собой значения Smax и Smin. Для каждого элемента выбранной строки определяем TS= Smax - Smin. По формуле определяем h и если это выражение больше единицы, то посадка выбрана правильно, причём из множества посадок выбираем одну, для которой h - минимально, но больше 1.

Назначаем предпочтительную посадку Æ , или

Вал - Æ190d8, или Æ45 мм,

Втулка - Æ190H8, или Æ45 мм.

Smax=271 мкм, Smin=145 мкм

Ts=271-145=126 мкм

Максимальный зазор выбранной посадки

Отклонения и поля допусков отверстия и вала:

EI = 0 - нижнее отклонение отверстия от нулевой линии,= 72мкм - верхнее отклонение отверстия от нулевой линии,

TD = ES-EI = 72-0=72мкм - поле допуска на диаметр отверстия,

ei = -170мкм -нижнее отклонение вала от нулевой линии,= -242мкм - верхнее отклонение вала то нулевой линии,= es-ei=-242+170=-72мкм - поле допуска на диаметр вала

5. Действующий зазор с учётом шероховатости и температурных деформаций:

, - высоты неровностей профиля по 10 точкам вала и втулки. Величину выбирают в зависимости от класса точности и посадки [1.стр. 10, табл. 1.4.;2, стр. 69, табл. III - 9 ],но, как правило, после приработки величина находится в пределах 1-3мкм,а величина - в пределах 1-4мкм.

Действительный максимальный зазор посадки:

;

Действительный минимальный зазор посадки:

и находим по таблице [1, стр. 17, табл. 2.5.]

Предварительно рассчитав коэффициент нагруженности и при наименьшем и наибольшем действительных зазорах:

Рассчитаем коэффициент нагруженности

при наименьшем зазоре:

;

При наибольшем зазоре:

;

Определим действующую величину масляного слоя при наименьшем зазоре:

относительный эксцентриситет , с учетом и =1,49 равен 0,5 [1, стр. 17, табл. 2.5.]

При наибольшем зазоре:

относительный эксцентриситет , с учетом и =4,52 равен 0,78 [1, стр. 17, табл. 2.5.]

Проверяем условие наличия жидкостного трения по [2, стр. 63, форм. III - 10а],задаваясь некоторым запасом надежности (например 1,2).

Для обеспечения жидкостного трения необходимо условие, чтобы наименьшая толщина масляной пленки была больше всех погрешностей формы и взаимного расположения поверхностей и шероховатостей, которые могут быть в соединеии

> ,

где К1 и К2 - конусообразность вала и отверстия;

- радиальное биение вала;

- угол перекоса оси вследствие прогиба вала.

По ГОCТ 10356 - 63 выбираем допустимые отклонения конусообразности и радиального биения таким образом, чтобы выдержать требуемое условие, целесообразно выбрать VI степень точности. В этом случае предельные отклонения конусообразности равны 20мкм и величина конусности К=0,125*10-3.

Величина предельных отклонений овальности также равна 20мкм,поэтому =10мкм:

,3мкм > 7мкм + 0,189 ,

Таким образом, повышая или понижая требования к отклонениям формы и углу перекоса вала , получаем оптимальный результат, вследствие условия наличия жидкостного трения выполнено.

РАСЧЁТ ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ

Для соединения зубчатого колеса с валом целесообразно применить «напряженную посадку», т.к. в этом случае вероятности зазоров и натягов примерно одинаковые. Однако в большинстве случаев из-за влияния отклонений форм зазоры практически не ощущаются, а небольшой натяг достаточен для центрирования деталей и предотвращения их вибраций в подвижных узлах при вращении со средними скоростями. Следует отметить также, что в данном соединении применяется шпонка.

Таким образом, для dном = 190 мм выберем посадку в системе отверстия [1,стр. 80,табл. II.1.5.], Æ190 для которой: