Выбор посадок подшипникового узла. 2 1 Выбор посадок подшипникового узла
 Скачать 0.57 Mb.
|
|
2 1 Выбор посадок подшипникового узла 1.1. Выбор посадки местно-нагруженного кольца подшипника Местно-нагруженным кольцом подшипника является наружное кольцо подшипника, сопрягаемое с неподвижным отверстием корпусом. Поэтому назначаем посадку с зазором или незначительным натягом, которую формируем, исходя из поля допуска наружного кольца подшипника – l0. Основное отклонение поля допуска отверстия выбираем, исходя из заданной нагрузки (перегрузки) 180%, номинального размера подшипника D = 72 мм, конструкции корпуса - Разъёмный Js. Квалитет поля допуска отверстия корпуса назначаем от класса точности сопрягаемого подшипника - квалитет 7. Посадка наружного кольца в корпус – Ø 72 Js7/l0. TD = 30мкм. EI = -TD/2 = -30/2 = -15мкм. ES = TD/2 = 30/2 = 15мкм. Nmax = es - EI = 0-(-15) = 15мкм. Smax = ES - ei = 15-(-13) = 28мкм. Рис. 1.1 – Поля допусков и показатели точности посадки для сопряжения наружного кольца подшипник с отверстием корпуса 1.2 Выбор посадки циркуляционно-нагруженного кольца подшипника Циркуляционно-нагруженным кольцом подшипника является внутреннее кольцо подшипника, сопрягаемое с вращающим валом d=25мм. Это сопряжение должно иметь посадку с натягом или незначительным зазором, которую формируем исходя из поля допуска внутреннего кольца подшипника — L0. Для выбора основного отклонения поля допуска вала необходимо рассчитать интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца Р F 3 , 3 2 1 k k k b F P R F где FR = 9000 Н - радиальная нагрузка (по заданию); b - рабочая ширина посадочного места подшипника, b = B-r*2; В - ширина подшипника, В = 19 мм; r, r1 - радиус закругления поверхности кольца подшипника, r = 2 мм b = 19-2*2=15мм k1 = 1.8 - динамический коэффициент посадки, зависящий от интенсивности и условий нагружения — перегрузка 180%; k2 = 1 - коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга наличием полости внутри вала — вал Сплошной; k3 = 1 - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами шариков, подшипник однорядный; Исходя из радиальной нагрузки, выбираем основное отклонение вала - k. Квалитет поля допуска вала назначаем в зависимости от класса точности сопрягаемого подшипника для 0 класса - квалитет 6 Посадка внутреннего кольца на вал – Ø25 L0/k6. Td = 13мкм. ei = +2мкм. es = ei+Td = +2+13= +15мкм. Nmax = es-EI = 15-(-10) = 25мкм. Nmin = ei-ES = +2-0 = 2мкм. TN = Nmax-Nmin = 25-|2| = 23мкм Рис.1.2 – Поля допусков и показатели точности посадки для сопряжения внутреннего кольца подшипника и вала 4 1.3 Выбор посадки для соединения крышки и корпуса Между посадочной поверхностью крышки и отверстием корпуса должен быть относительно большой зазор, допускающий смещение крышки при ее установке, чтобы компенсировать неточности расположения отверстий под винты крепления. Поэтому в данном сопряжении необходимо обеспечить минимальный зазор не менее 100 мкм (Smin'=100мкм). При назначении посадки следует исходить из поля допуска отверстия корпуса – Js7. Стандартное основное отклонение es должно удовлетворять условию: |es| >= |EI-Smin'| = |-15-100| = 115мкм Квалитет поля допуска крышки назначаем на две единицы больше, поскольку крышка деталь неответственная. Подбираем основное отклонение es = -150 , что соответствует посадке - c, квалитет 9. Посадка крышки в корпус – Ø72 Js7/c9. Td = 74мкм. es = -150мкм. ei = es-Td = -150-74 = -224мкм. Smax = ES-ei = 15-(-224) = 239мкм. Smin = EI-es = -15-(-150) = 135мкм. Smin > Smin' 135>100 Рис. 1.3 – Выбор посадки для сопряжения крышки и отверстия корпуса 5 1.4 Выбор посадки для соединения распорной втулки и вал Распорная втулка должна сажаться на вал легко, т.е. с относительно большим гарантированным зазором. Поэтому рассмотрим посадку, обеспечивающую минимальный зазор не менее 50 мкм S min I = 50 мкм. Допуск вала – Ø 21 f7. Стандартное основное отклонение отверстия: | EI|>|es+Smin|=|-20+50|=30 Квалитет поля допуска распорной втулки принимаем на две единицы больше, т.е. - квалитет 9. По приложению Б [1] находим ближайшее отклонение EI=+35мкм, что соответствует посадке – S. Посадка втулки на вал – Ø21 S9/f7. TD=52мкм. EI=+35 мкм. ES= EI+TD= 35+52= +87мкм. S max = ES-ei= 87-(-41)=128 мкм. S min =EI-es= 35-(-20)= 55 мкм. TS= 128-55=73 мкм. S min >S min’ 55>50 Рис. 1.4 – Выбор посадки для сопряжения вала и распорной втулки 6 2 Выбор переходной посадки для соединения зубчатого колеса с валом и расчет вероятностей получения в ней зазора и натяга d 3 =25мм Данное сопряжение требует периодической разборки и хорошего центрирования, поэтому выбираем переходную посадку в системе отверстия из числа предпочтительных. Условия работы узла считаем нормальной, т.к. перегрузка 180% и радиальная нагрузка 9000Н, поэтому выбираем посадку H7/k6 Ø25 H7/k6. TD = 21мкм; Td=13мкм. EI = 0 ES = EI+TD = 0+21 = +21мкм. ei = 2мкм. es = ei+Td = 2+13 = 15мкм. Smax = ES-ei = 21-2 = 19мкм. Nmax = es-EI = 15-0 = 15мкм. TSN = 19+15 = 34мкм. Рис. 2.1 – Посадка с натягом Степень легкости сборки и разборки соединений с переходными посадками определяется вероятностью получения в них зазоров и натягов. Для выполнения этих расчетов исходят из средних размеров сопрягаемых деталей, которые являются центрами группирования возможных размеров, а предельные значения размеров определяют границу рассеивания: ; 3 2 2 TD ; 3 2 1 Td де σ2, σ1 - среднеквадратичные отклонения размеров вала и отверстия. Распределение вероятности возникновения зазоров-натягов. подчиняется закону нормального распределения Гаусса, который представлен на рисунке 2.2, а допуск посадки, практически, равен значению рассеивания (6 σn). 7 Значение разницы между средними значениями размеров X = |TSN/2-Nmax| = 34/2-15 = 2 Ф0(z) - интегральная функция распределения вероятности; z - Параметр функции, z=x / σn σn - среднеквадратичное отклонение размеров в посадке; Ф0(z) = 0,1879 - таблица 8 [1]. Вероятность появления натяга: PN = 50-Ф0(z) = 50-0.1879*100=31.21% Вероятность появления зазора: PS = 100-PN = 100-31.21 = 68.79% Рис. 2.2 — Кривая распределения частоты возникновения зазоров и натягов в переходной посадке Предельный натяг Nmax|| = σn*3-x = 4.12*3–2 = 10.36мкм Предельный зазор Smax|| = σn*3+х = 4.12*3+2 = 14.36мкм 8 3 Выбор посадок шпоночного соединения d 3 = 25 мм. Выбираем шпоночное соединение с призматической шпонкой на d3=25мм, размеры которого определяем по ГОСТ 23360-78: b x h x l = 8 x 7 x 18 мм; t1 = 4 мм; t2 = 3.3 мм Сопрягаемым размером шпоночного соединения является ширина шпонки b = 8 мм. Посадку по данному размеру выбираем из стандарта с учетом условий нагружения. Так как в соединении нормальное условие работы (нагрузка 9000Н и перегрузка 180%) выбираем нормальное соединение: - на ширину шпонки 8h9(-0.036) - на ширину паза вала 8N9(-0.036) - на ширину паза втулки 8Js9(+-0,018) - на высоту шпонки 7h9(-0.036) - на длину шпонки 18h14(-0.43) - на длину паза вала 18H15(+0,70) - на глубину паза вала 4H12(+0.12) - на глубину паза втулки 3.3H12( +0.12 ) TD = TD’ = Td = 36мкм EI = ei = -36мкм ES = es = 0мкм EI’ = -TD/2 = -30/2 = -18мкм ES’ = +TD/2 = +30/2= +18мкм Smax = ES’-ei = 15-(-30) = 54мкм Nmax = es-EI’= 0-(-15) = 18мкм Рис. 3.1 – Поля допусков посадок назначаемых для сопряжений по ширине шпонки 9 Рис. 3.2 - Эскиз шпоночного соединения 10 4 Выбор посадки с натягом для соединения стакана с корпусом d=80мм Посадку с натягом будем выбирать исходя из наименьшего расчетного натяга, который обеспечит неподвижность соединения. ( ) Где, FR=9000 H, расетная радиальная нагрузка l= 0,0228, длина соединения,м f=0,08 , коэф трения при сборке сопряжения под пресс E 1 = 1,1*10 11 – модуль упругости чугунного корпуса, Па; E 2 = 2,06*10 11 - модуль упругости стального стакана, Па; C 1, C 2 - коэф Ляме для корпуса и стакана, определяемые по формуле: 5 , 1 25 , 0 240 80 1 240 80 1 1 1 2 2 1 2 2 2 2 1 d D d D С 22 , 9 3 , 0 80 72 1 80 72 1 1 1 1 2 2 2 2 2 1 2 D d D d С Где, D*=d 2 = 80 -наружный диаметр стакана d* 1 =d 1 = 72 - диаметр внутреннего отверстия стакана d* 2 =3D*= 240 -диаметр корпуса µ 1 , µ 2 - коэф Пуанссона для мат корпуса и стакана µ 1= 0,25 чугун µ 2= 0,3 сталь ( ) Так как при запрессовке происходит смятие высот неровностей, то действительный натяг с учетом шероховатости ) ( 2 2 2 1 1 min 1 min z z R k R k N N где k 1 = 0,1...0,2; k 2 = 0,6...0,8 - коэффициенты смятия неровностей; R z1 = 6,3 мкм - для отверстия; R z2 = 3,2 мкм – вала Nmin’=91+2*(0,15*6,3+0,7*3,2)=97,37мкм Предварительное значение нижнего предельного отклонения вала(стакана) ei’=ES+Nmin’= 30+97,37=127,37мкм 11 По приложению А ближайшее значение ei = +146мкм, что соответствует посадке – x. TD=Td=30 мкм. EI=0; ES=EI+TD= 0+30=+30 мкм. ei=+146 мкм. es=ei+Td= 146+30=+176 мкм. N max = es-EI=176-0=176 мкм. N min = ei-ES= 146-30=116 мкм. TN=176-116= 60 мкм. N min > N min 1 116>97.37 Рис. 4.1- Посадка с натягом 12 5 Выбор посадок шлицевого соединения Размеры шлицевого соединения выбираем по ГОСТ 1139-80, исходя из заданного расчетного наружного диаметра шлицевого вала d=21мм и учетом условий нагружения: Z x d x D x b = 6 x 2 1 x 2 5 x 5 . Так как у нас нормальные условия нагружения принимаем центрирование по внутреннему диаметру d. Назначаем посадку для центрирующего размера Ø21H7/f7 , таблица 13 [1]. Посадки для нецентрирующих размеров выбираем из предпочтительных: - на наружный диаметр D Ø25H12/a11 - на ширину шлицев b Ø 7 F10/f9 Условное обозначение шлицевого соединения d – 6 x 21 H7/f7 x 25 H12/a11 x 5 F10/f9 Условное обозначение шлицевого вала d – 6 х 21 f7 х 25 a12 х 5 f 10 Условное обозначение шлицевой втулки d - 6 х 21 H7 х 25 H12 х 5 F10 Ø 21 H7/f7 TD=Td= 21мкм EI=0; ES=EI+TD= +21 мкм es= -20 мкм; ei= es-Td= -20-21= -41 мкм Рис. 5.1 - Схема полей допусков шлицевого соединения Ø 25 H12/a11 TD=210мкм; Td=130мкм EI=0; ES=EI+TD=0+210= +210 мкм 13 es= -300мкм; ei=es-Td= -300-130= -430мкм Рис. 5.2 - Схема полей допусков шлицевого соединения Ø 5 F10/f9 TD=48мкм; Td=30мкм EI=+10мкм; ES=EI+TD= 10+48= +58мкм es=-10мкм; ei=es-Td= -10-30= -40 мкм Рис. 5.3 - Схема полей допусков шлицевого соединения 14 Рис. 5.4 – Схема шлицевого соединения 15 6. Расчет калибров для цилиндрических деталей, сопрягаемых по переходной посадке Ø25 H7/k6 Расчет исполнительных размеров калибра-пробки для контроля поверхности переходной посадки-отверстия Ø25H7(+0.021) Наибольший размер непроходного калибра: HEmax=Dmax+H/2 Наименьший размер непроходного калибра: HEmin=Dmax-H/2 Наибольший размер проходного калибра: ПРmax=Dmin+Z+H/2 Наименьший размер проходного калибра: ПРmin=Dmin+Z-H/2 Наименьший размер изношенного проходного калибра, при котором его необходимо изьять из эксплуатации: ПРизн=Dmin-Y, Где Dmax- наибольший предельный размер отверстия, Dmax=D+ES= 25+0.021=34,021мм Dmin- наименьший предельный размер отверстия Dmin= D+EI= 25+0=25,0 мм Н-допуск на изготовления калибров для отверстия, Н=4 мкм [1], таблица 9; Z- отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия, Z= 3,5 мкм Y- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия, Y=3 мкм HEmax= 25,021+0,004/2=25,023 мм HEmin= 25,021-0,004/2=25,019 мм ПРmax= 25+0,0035+0,004/2= 25,0055 мм ПРmin= 25+0,0035-0,004/2= 25,0015 мм 16 Схема расположения допусков рабочих калибров представления на рис 6.1. Рисунок 6.1 – Схема расположения полей допусков рабочих калибров для отверстия Ø25H7(+0.021) Исполнительные размеры калибра-пробки И-НЕ-25,023 -0,003 И-ПР-25,0055 -0,003 Расчет исполнительных размеров калибра-скобы размера Ø25k6( +0,015 +0,002 ) Наибольший размер непроходимого калибра: НЕmax=dmin+H1/2 Наименьший размер непроходного калибра: НЕmin=dmin-H1/2 Наибольший размер проходного калибра: ПРmax=dmax-Z1+H1/2 Наименьший размер проходного калибра: ПРmin=dmax-Z1-H1/2 Наибольший размер изношенного проходного калибра, при котором его необходимо изьять из эксплуатации : ПРизн=dmax+Y1, Где dmax- наибольший предельный размер вала, dmax=d+es= 25+0.015=25,015 мм dmin- наименьший предельный размер вала dmin= d+ei= 25+0.002=25,002 мм Н1- допуск на изготовление калибра для вала, Н1=4 мкм 17 Z1- отклоение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для вала относительно наибольшего предельного размера изделия, Z1=3,5 мкм Y1- допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия, Y1=3 мкм НЕmax=25,002 +0,004/2=25,004 мм НЕmin=25,002 -0,004/2= 25,0 мм ПРmax=25,016 -0,0035+0,004/2=25,0163мм ПРmin=25,016 -0,0035-0,004/2=25,0123 мм ПРизн=25,016 +0,003=25,019мм Исполнительные размеры скобы И-ПР-25,0123 +0,003 И-НЕ-25,0 +0,003 Расчет исполнительных размеров контрольных калибров-скоб: Наибольший размер непроходного контроля калибра: К-НЕmax=dmin+Hp/2 Наименьший размер непроходного контроля калибра: К-НЕmin=dmin-Hp/2 Наибольший размер контрольного проходного калибра: К-ПРmax=dmax-Z1+Hp/2 Наименьший размер контрольного проходного калибра: К-ПРmin=dmax-Z1-Hp/2 Наибольший размер контрольного калибра для износа проходной скобы: К-Иmax=dmax+Y1+Hp/2 Наименьший размер контрольного калибра для износа проходной скобы: К-Иmin=dmax+Y1-Hp/2 Где Нр- допуск на изготовление контрольных калибров, Нр=1,5 мкм 18 К-НЕmax=\25,002 + 0,0015/2=25,00275 мм К-НЕmin=25,002 -0,0015/2=25,00125 мм К-ПРmax=25,015 -0,0035+0,0015/2=25,01522 мм К-ПРmin=25,015 -0,0035-0,0015/2=25,01372 мм К-Иmax=25,015 +0,003+0,0015/2=25,02172 мм К-Иmin=25,015 +0,003-0,0015/2=25,02022 мм Рисунок 6.2 –Схема расположения полей допусков калибров для вала Ø25k6( +0,015 +0,002 ) 19 Список использованных источников 1 Вершинина, Н.И. Выбор посадок сборочных соединений. Учебное пособие. Ярославль: Из-во ЯГТУ, 2006 - 78 с 2 ГОСТ 23360-78. Допуски и посадки соединений с призматическими шпонками. 3 ГОСТ 1139-80. Допуски и посадки шлицевых соединений. |