←предыдущая следующая→
1 2 3 4 5 6
Nmin.p.= 1,298∙10-4 м ≈ 130 мкм.
Величина поправки U на снятие неровностей контактных поверхностей, оп¬реде¬ляется из выражения
U = к1Rа1 + к2 Rа2, (2.7)
где Rа1, Rа2 - параметры шероховатостей поверхностей охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм; к1 и к2 – коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей контактных поверхностей. При Rа > 1,25 к = 5, при Rа ≤ 1,25 к = 6.
С учетом поправки U наименьший фактический натяг Nmin.φ. можно опре¬де¬лить по формуле:
Nmin.φ. = Nmin.p. + U (2.8)
Для рассматриваемого примера назначим предварительно 7-й квалитет и по таблице 4 выберем параметры шероховатостей по уровню точности С для вала Rа1 = 1,6мкм и для втулки Rа2 = 1,6мкм. Тогда к1 = к2 = 5. Подставим
Принятые величины в формулы 2.7 и 2.8 и получим :
U = 16 мкм; Nmin.φ. = 146мкм
Для обеспечения прочности сопрягаемых деталей при запрессовке необхо¬димо, чтобы отсутствовали пластические деформации на контактных по¬верхно¬стях вала и корпуса и выполнялись условия:
[P1]≤0,58σΤ1[1-(d1/dн)²] - для вала
Подставив значения получим: [P1] ≤ 1,45∙107 Па.
[P2]≤0,58σΤ2[1-(dн/d2)²] - для корпуса
Подставив значения получим: [P2] ≤ 1,42∙108 Па.
Наименьшим из двух значений является [P2]≤ 1,45∙107 Па, и оно является опреде¬ляющим при выборе посадки.
Тогда наибольший расчетный натяг Nmax.р., при котором создается наимень¬шее из двух допускаемых давлений, найти по формуле:
Nmax.р. = [Pmin]* dH(C1/E1 + C2/E2 ) , (2.11)
Подставив в формулу 2.11 ранее найденные значения вычислим наибольший рас¬четный натяг. Получаем Nmax.р. = 277 мкм
С достаточной для практики точностью можно принять, что наибольший расчет¬ный и наибольший фактический натяги приближенно равны
Nmax.р. ≈ Nmax.φ.
Используя результаты расчета построим схему расположения полей допус¬ков и определим квалитеты и основные отклонения. В системе отверстия оп¬реде¬лим основное отклонения d=130Н и квалитет 130Н6(0,25 ).
Затем выбираем основное отклонение для вала нижнее отклонение, которого не должно быть менее чем нижнее отклонение запаса неподвижности 130v8(0,2650,202).
Вычислим запас неподвижности и запас прочности.
З.нп. = Nmin.т. - Nmin.φ.
З.пр. = Nmax.р. + Nmax.т.
Подставив значения в формулы, получим запас неподвижности и запас прочности: З.нп. = 47 мкм, З.пр. = 12 мкм. Полученные значения удовлетво¬ряют условию: З.нп. ≈ (2…4)∙ З.пр. , т.е. 47 ≈ 3,9∙12 = 46,8
Используя результаты расчета заполним таблицу и построим схему.
Рисунок 1.2 – Схема расположения полей допуска соединения с натягом
Таблица 1.2 – Результаты выбора универсальных средств измерения
Условное обозначение отверстия вала Величина допуска,
мкм Допускаемая погрешность Универсальные средства измерения
Предел до¬пускаемой погрешности Наименование и основные метроло¬гические показатели
130Н6
130v8
25
63
7
16
3
5 Нутромер мод. 154 ГОСТ 9696-82 с головкой 1МИГ диапазоном изме¬рения 0…2мм.
Микрометр глад¬кий МК 150 ГОСТ 577 – 68 с диапа¬зоном измере¬ния125-150мм.
Рисунок 1.3 – Гладкое цилиндрическое соединение:
а – в сборе; б – корпус; в – вал-втулка
2. РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ НА ВАЛ И В КОРПУС
Исходные данные для расчета и выбора посадок подшипников качения на вал и в корпус представлены в таблице 2.1.
Таблица 2.1 – Исходные данные для расчета и выбора посадок подшип¬ников качения.
Обозначе¬ние под¬шипника Радиаль¬ная на¬грузка F, H Нагружение Перегрузка подшип¬ника, % Особенно¬сти конст¬рукции вала или корпуса
внутреннего кольца наружного кольца
301 1500 циркуляци¬онное местное 150 вал сплошной, корпус не¬разъемный
Определили основные размеры подшипника по ГОСТ 8338–75:
d = 12 мм ¬ ¬– диаметр внутреннего кольца; D = 37 мм – диаметр наружного кольца; В = 12 мм – ширина колец; r = 1,5 – радиус фаски. Класс точности подшипника – 5.
Выбрали посадку циркуляционно нагруженного кольца из условия интен¬сивности радиальной нагрузки по формуле
F
PF = K1∙K2∙K3 ,
B – 2r
где PF – интенсивность радиальной нагрузки, Н/мм; K1 – динамический ко¬эффициент; K2 – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале и тонкостенном корпусе; K3 – коэффициент неравномерности радиальной нагрузки.
Для заданных условий нагружения подшипникового узла выбираем ко¬эффициенты: K1 = 1 – при перегрузке 150%, K2 = 1 – при сплошном вале и неразъемленном корпусе; K3 = 1 – при однорядном подшипнике.
Подставив исходные данные в формулу, получим
1500
PF = 1∙1∙1 = 166,6 Н/мм.
12 – 2∙1,5
Используя полученное значение PF , выбираем поле допуска вала jS6, т.е. посадку внутреннего кольца подшипника и вала LO/ jS6.
Для построения схемы расположения полей допусков посадки внутрен¬него кольца и вала нашли отклонения внутреннего кольца подшипника класс точности РО или О по среднему диаметру dm : ES = 0; EJ = -7 мкм.
мкм
8
es = 5,5
4
ES = 0
0
js6
4 L0
ei = –5,5
8
EI = –7
Рисунок 2.1 – Схема расположения полей допусков внутреннего кольца под¬шипника и вала.
Вычислили предельные размеры: наибольший и наименьший средние диаметры внутреннего кольца
dm max = dm + es = 12 + 0 = 12 мм;
dm min = dm + ei = 12 + (- 0,007) = 11,993 мм;
наибольший и наименьший диаметры вала
dmax = d + es = 12 + 0,0055 = 12,0055 мм;
dmin = d + ei = 12 + (- 0,0055) = 11,9945 мм;
Натяги (зазоры) определили по формулам:
Nmax = dmax – dm min = 12,0055 – 11,993 = 0,0125 мм;
Nmin = dmin – dm max = 11,9945 -12 = -0,0055 мм,
т.е. вместо наименьшего натяга получился зазор.
Для гарантирования неподвижности соединения необходимо, чтобы наименьший табличный натяг циркуляционно нагруженного кольца Nmin.т был больше или равен наименьшему расчетному натягу Nmin.р.
Nmin.т ≥ Nmin.р.
Наименьший расчетный натяг определили по формуле
13R Kк
Nmin.р. = мкм,
103 (B – 2r)
где Кк – конструктивный коэффициент, определяемый при циркуляционном нагружении:
внутреннего кольца по формуле
1
Кк = ;
1 – (d / d0)2
наружного кольца по формуле
1
Кк = ,
1 – (D0 / D)2
где d0 и D0 – приведенные диаметры (в мм):
D – d
d0 = d + ;
4
D ¬– d
←предыдущая следующая→
1 2 3 4 5 6