Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Введение

Повышение уровня качества продукции, по-прежнему, является важнейшей задачей машиностроения, в успешном решении которой большая роль принадлежит квалифицированным кадрам. Ежегодно на приборе и машиностроительные предприятия приходят молодые специалисты, которые с первых же дней работы должны выпускать высококачественную продукцию в строгом соответствии с требованиями технической документации (чертежей, технологических карт, технических условий и др.). Техническая документация содержит требования по точности (допускам и посадкам) размеров, формы и расположения поверхностей, а также по параметрам шероховатости. При выполнении тех или иных операций технологического процесса этой документацией руководствуются каждый работник машиностроительной специальности, а также работники ОТК при выполнении возложенных на них обязанностей. Молодые специалисты в повседневной работе сталкиваются с необходимостью чтения чертежей, на которых содержатся условные обозначения предельных отклонений и допусков, а также параметров шероховатости. К тому же молодой специалист должен быть подготовлен к проведению простейших расчетов по допускам и посадкам, а в необходимых случаях -- уметь пользоваться справочными данными и таблицами.

Данная работа позволяет получить необходимые знания и навыки для решения вышеперечисленных задач и применять их на практике.

1. Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 1.1.

Таблица 1.1

Исходные данные

№ Варианта	d, мм	l, мм	R, кН	n, об/мин	Марка масла	Шероховатость мкм	Материал	t, 0С
						цапфы	вкладыша	цапфы	вкладыша
28	60	50	2	2000	И-12	1,6	3,2	сталь	латунь	35…60

Порядок расчета

Определяется величина среднего удельного давления в подшипнике P, Н/м2, по формуле

P=R/ld=6000/300*10-3*200*10-3=105Н/м2

где R - радиальная нагрузка, Н;

l- длинаподшипника, м;

d - диаметр вала, м.

1.2 Устанавливается допускаемая минимальная толщина масляного слоя, обеспечивающая жидкостное трение между цапфой вала и вкладышем подшипника hmin, м, по формуле

hmin =hж.т.= k(Rzd+RzD+гg),

где k2 - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

Rzd , RzD- шероховатости поверхностей вала и втулки, м;

гg = (23) мкм - поправка, учитывающая отклонения нагрузки, скорости, температуры, вязкости масла от расчетных значений, м.

hmin = 3*(3,2*10-6+1,6*10-6+2,5*10-6)= 21,9*10-6(м)

1.3 Определяется оптимальный диаметральный зазор Sопт, м, по формуле

где d- диаметр вала, м;

µ - динамическая вязкость масла, Па?с. [1,c.14, рисунок 3.3, 3.4];

щ - угловая скорость, с-1; щ=рn/30=209 с-1.

p- среднее давление, Па;

m2 - коэффициент, постоянный для данного отношения l/d. [1,c.15, табл. 3.1]

Sопт = (м)

1.4 Определяем предельные значения диаметральных зазоров - наименьшего Sminи наибольшего Smax, м, по формулам

Smin= ,

Smax =

где m1,m2 - коэффициенты [1,c.15,табл.3.1];

µ1, µ2 - динамическая вязкость масла, соответствующая средним температурам смазочного слоя при S = Sminи S = Smax, Па·с, соответственно [1,c.14, рисунок 3.3, 3.4];

щ - угловая скорость, с-1;

d- диаметр вала, м;

p- среднее давление, Па;

hж.т. - толщина масляного слоя, при которой обеспечивается жидкостное трение, м, hж.т. = hmin.

1.5 Определяют, с учетом условий эксплуатации подшипника, предельные значения функциональных диаметральных зазоров SminFи SmaxF, м, по формулам

SminF =Smin - Дt,

SmaxF = Smax - Дt - Дизн

гдеДt - поправка, учитывающая изменение зазора в результате температурных деформаций цапфы и вкладыша, м.

Дt=

гдебD, бd-коэффициенты линейного расширения материалов вкладыша и

цапфы, 0С-1[1,c.16,табл.3.2];

ДtD, Дtd - разность между наибольшей рабочей температурой вкладыша и цапфы подшипника соответственно и температурой при сборке, 0С;

Следовательно,

1.6 По ГОСТ 25347-82 выбирается стандартная посадка, у которой средний зазор SmT = (SminT + SmaxT)/2 близок к Sопт, и проверяем выполнение условий

SmaxTSmaxF

SminTSminF

По Гост 25347-82 выбираем стандартную посадку, у которой средний зазор

Данному условию удовлетворяет посадка предпочтительного применения, например:

Верхнее отклонение отверстия



Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

1.7 Вычислим коэффициент нагруженности подшипника :

При ,

Найти относительный эксцентриситет

При и = , то .

При, в подшипнике скольжения возможен неустойчивый режим работы и вибрация вала.

Для избежания этих явлений необходимо выбрать другую посадку, например из основного отбора

?,

Верхнее отклонение отверстия

Нижнее отклонение отверстия

Верхнее отклонение вала

Нижнее отклонение отверстия

у которой , ,.

1.8 Проверить, обеспечивается ли при наименьшем зазоре этой посадки жидкостная смазка. Для этого необходимо ещё раз вычислить CR и найти

При ,

При и ; .

1.9 Определить наименьшую толщину масляного слоя при

1.10 Вычислить коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя

.

Из расчёта видно, что при запас надёжности по толщине масляного слоя обеспечивается и подшипник будет работать в условиях жидкой смазки.

Посадка ?выбрана правильно и можно принять за.

Значение не уменьшилось и осталось равным

Найти предельные отклонения от номинального диаметра втулки и вала и построить схему полей допусков посадки ? , (рисунок 2)

?

Сделать заключение по второй посадке ?:

1) посадка не является предпочтительной, но выбрана из основного отбора;

2) коэффициент запаса надёжности по толщине масляного слоя равен 3) запас деталей ПС на износ равен ;

Рисунок 1.1. Схема расположения полей допусков посадки

Расчет и выбор посадок с натягом

Исходные данные для расчетов приведены в таблице 2.1.

Таблица 2.1

Исходные данные

№ Варианта

d (D),мм

l,мм

D1 , мм

d2 , мм

Мкр

Pос,кН

Шероховатость, мкм

Материал

Вид сборки

вала

втулки

вала

втулки

28

170

110

100

190

12

5

8

Сталь

Сталь

Меха-ническая

20

Порядок расчета

При расчёте определяются предельные ( и ) величины натяга в соединении.

Наименьший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединения по формулам:

при одновременном совместном нагружении крутящим моментом и осевой силой

где f=0,4 - коэффициент трения при запрессовке

Па и Па -

модуль упругости материала, Па

(табл.3)

и коэффициент жёсткости конструкции.

Где и - коэффициенты Пуассона (табл.3)

Наибольший функциональный натяг определяется из условия обеспечения прочности соединяемых деталей по формуле:

Определяем величину максимально допустимого давления на контактных поверхностях

Па , для стали

б) для вала

Па

а) для отверстия

Па

мкм

Опреляем значения функциональных натягов и

Находим

Принимаем

По Гост 25347-89 подбираем стандартную посадку удолетворяюшей условиям

Наибольший и наименьший функциональные (расчетные) натяги обеспечивают прочность деталей при их сборке и прочность соединения при эксплуатации. По значениям функциональных натягов определяются функциональный ТNF, конструкторский TNк и эксплуатационный TNэ допуски посадки:

ТNF = - = 110 - 11 = 99 мкм,

Так как TNк=TD+Td, то, в первом приближении, допуск отверстия

мкм

Этот допуск отверстия получен в предположении, что отверстие и вал данного соединения изготовляются по одному квалитету. При подборе посадки допуск отверстия может быть несколько изменен, так как в посадках, рекомендованных ГОСТ 25347-82, отверстие и вал могут изготавливаться по разным квалитетам. Однако в любом случае допуск посадки не должен значительно отличаться от рассчитанного допуска посадки.

По величине допуска отверстия и его номинальному диаметру выбирается 7 квалитет для отверстия и подбирается посадка (ГОСТ 25347-82) из числа рекомендованных, обеспечивающая:

запас прочности деталей при сборке Nзс:Nзс=NmaxF- Nmax,

запас прочности соединения при эксплуатации Nзэ:Nзэ= Nmin- NminF

и удовлетворяющая условиям: 1) Nзэ>Nзс 2) Nзэmax.

Такой является посадка Ш100 H7/u7

(ES = +35 мкм ,EI = 0 мкм, es = +179, ei=+144мкм) :

Nmin=109мкм, Nmax =179мкм.

Схему расположения полей допусков чертим в системе отверстия

Рисунок 2.1 - Схема расположения полей допусков посадки

2. Расчет и выбор посадок подшипников качения

Исходные данные приведены в таблице 3.1.

Таблица 3.1

Исходные данные

№ Варианта	Подшипник	Нагрузка R , Н	d0 , мм	Dк , мм	Остальные данные
28	5-407	4300	-	-	Вращается вал. Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300 %. Корпус чугунный, разъемный. Осевой нагрузки нет.

Порядок расчета

2.1 Устанавливается характер нагружения колец подшипника качения. Внутренне кольцо имеет циркуляционное нагружение, а внешнее -- местное

2.2 По ГОСТ 8338-85 определяются основные размеры подшипника (его наружный D и внутренний d диаметры, ширина B, радиус закругления r)

D=100(мм),

d=35(мм),

B=25(мм),

r=2,5(мм)

2.3 Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки

Расчёт величины интенсивности радиальной нагрузки проводим по формуле:

, где

PR - интенсивность радиальной нагрузки; R - заданная радиальная нагрузка; В - рабочая ширина подшипника; kd - динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки, kd=1,8, т.к. перегрузки до 300%; F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадки при полом вале и тонкостенном корпусе, F=1, т.к. вал сплошной; Fa - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки А на опору, Fа=1, т.к. подшипник шариковый однорядный.

кН/м.

2.4 Заданным условиям соответствует поле допуска вала 35k6

Условное обозначение соединения "внутреннее кольцо -вал" в нашем случае

Где -поле допуска внутреннего кольца подшипника 5-го класса точности

По Гост 3325-85

35

35 - Верхнее отклонение ES=0

Нижнее отклонение EI=-8мкм

35 - Верхнее отклонение es=18 мкм

Нижнее отклонение ei=2мкм

Посадку под кольцо, имеющего местный вид нагружения выбираем для поля допуска корпуса D = 100 мм посадку

Условное обозначение соединения "корпус - наружное кольцо подшипника в нашем случае

100.

Где -поле допуска наружного кольца подшипника 5-го класса точности

100 - Верхнее отклонение ES=+34 мкм

Нижнее отклонение EI=+12мкм

100 - Верхнее отклонение es=0

Нижнее отклонение ei=-10мкм

4. Определяем зазоры и натяги в сопряжениях подшипникового узла

Сопряжение подшипник-вал:

Nmax= es - EI =0.018-(-0.008)=0.026 мм,

Nmin = ei - ES =0.002-0=0.002 мм.

Сопряжение подшипник-корпус:

Smax = ES - ei = 0,034-(-0,010)=0,044 мм

Smin = EI- es=0.012-0= 0.012 мм

Результаты расчётов и выбора посадок подшипника сводим в табл.3.1.

Таблица 3.1

Поля допусков колец подшипника качения, вала и отверстия в корпусе

Внутреннее кольцо	Вал	Наружное кольцо	Отверстие в корпусе
35L5()	35k6()	100 l5()	100G6(

Строим поля допусков

Рисунок 3.1. Схема расположения полей допусков сопрягаемых диаметров.

2.7 Допуск цилиндричности присоединяемых поверхностей

Допуск цилиндричности присоединяемых поверхностей не должен превышать для подшипников 5-го класса 1/5 допуска на размер. Рассчитанное значение определяют до ближайшего значения по ГОСТ 24643-81 что соответствует: для вала 5-ей степени точности - 2 мкм; для корпуса 5-ей степени точности - 2 мкм.

Подшипник в сборе

4 Расчет и выбор калибров для контроля деталей гладких цилиндрических соединений

посадка Ш100 H7/u7

Порядок расчета

Записывается условное обозначение отверстия, для которого необходимо рассчитать и подобрать калибр - пробку. Из [2,с.113,табл. 1.35] берутся предельные отклонения отверстия 100Н7.

Расположение полей допусков и отклонений относительно полей границ допусков изделий указано на рисунке 3.1.



Рисунок 3.1. Схема расположения полей допусков калибра-пробки

Определяем значения (табл. 2, Прилож. В):

Обозначение размеров и допусков	Интервалы размеров, мм
	До 3	Св. 3 до 6	Св. 6 до 10	Св. 10 до 18	Св. 18 до 30	Св. 30 до 50	Св. 50 до 80	Св. 80 до 120
Z, Z1 Y, Y1 б, б1 H, H1 Hs Hp	1,5 1,5 0 2 - 0,8	2 1,5 0 2,5 - 1	2 1,5 0 2,5 1,5 1	2,5 2 0 3 2 1,2	3 3 0 4 2,5 1,5	3,5 3 0 4 2,5 1,5	4 3 0 5 3 2	5 4 0 6 4 2,5

H - допуск на изготовление калибра, H = 6 мкм;

Z - отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия, Z = 5 мкм;

Y-допустимый выход размера изношенного проходного калибра для

отверстия за границу поля допуска изделия,Y= 4 мкм.

Отверстие 100Н7:

верхнее отклонение ES = +35 мкм,

нижнее отклонение EI = 0 мкм.

Предельные размеры отверстия 100Н7:

Dmax = D + ES = 100 + 0,035 = 100,035 (мм),
Dmin = D + EI = 100 + 0 = 100 (мм).

Вычисляем (табл. 1, Прилож. В):

наибольший размер нового проходного калибра

(мм);

наименьший размер изношенного калибра

(мм);

наибольший размер непроходного нового калибра

(мм).

Исполнительные размеры для калибра-пробки 100Н7:

Эскиз калибра-пробки

Список использованных источников:

подшипник нагрузка поверхность

1. Расчет и выбор посадок типовых соединений.Расчет размерных цепей: учеб. пособие / Веснушкина, Н.Н. - Изд-во Мордовского ун-та. Саранск, 2008. - 112 с.

2. Допуски и посадки: справочник:в 2 ч., Ч. 1 /Под ред. В.Д.Мягкова. 5-е изд., переработанное и дополненное Л.: Машиностроение. Ленингр. Отделение, 1978. - 576 с.

3. ГОСТ 18538-73 - ГОСТ 18369-73. Калибры - скобы для диаметров от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры. Введ. 1993-01-01. - М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1993 - 56 с.

4. ГОСТ 14807-69 - ГОСТ 14827-69. Калибры - пробки гладкие диаметром от 1 до 360 мм. Конструкция и размеры. Введ. 1969-01-01. - М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1969 - 74 с.

5. ГОСТ 23360-78. Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры, допуски и посадки. Введ. 1978-01-01. - М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1978 - 20 с.

6. ГОСТ 8338-85. Подшипники качения. Основные параметры. Введ. 1985-01-01. - М.: Госстандарт России: Изд-во стандартов, 1984 - 6 с.

Размещено на Allbest.ru