расчет посадок с зазором и с натягм. вариант 7. Задача 1 2 Задача 2 5 Список литературы 11 Задача 1
![]()
|
СодержаниеЗадача 1 2 Задача 2 5 Список литературы 11 Задача 1Рассчитать и выбрать посадку с зазором для подшипника скольжения. Построить схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и зазоров. Исходные данные: Номинальный диаметр соединения, м d = 0,180 Номинальная длина подшипника, м ℓ = 0,27 Отношение длины подшипника к диаметру соединения l/d = l,5 Угловая скорость вращения вала, рад/с = 90 Радиальная нагрузка, Н R = 56900 Марка масла и динамическая вязкость, Нс/м2 (Т22) = 0,019 Шероховатость цапфы, мкм Rzd= 10 Шероховатость подшипника, мкм RzD= 10 1. Определяется окружная скорость вращения цапфы по формуле: V = .d/2 = 90∙0,180/2 = 8,1 м/с. 2. Определяется относительный зазор по формуле: ![]() 3. Определяется диаметральный зазор в мкм при d в м: S = .d = 1,35 · 10-3 · 0,180= 0,000243 м = 243 мкм, примем S = 243мкм. 4. Выбирается посадка по таблице предельных зазоров ([1], табл. 1.47) таким образом, чтобы величина среднего зазора Scp была наиболее близка к расчетной величине зазора S = 243 мкм. Для диаметра d = 0,180м = 180 мм ближайшая посадка H9/d9, для которой наибольший зазор Smax = 345 мкм, наименьший зазор Smin = 140 мкм. Значение среднего зазора: Scp = (Smax + Smin)/2 = (345 + 145) / 2 = 245 мкм. 5. Выбранная посадка проверяется на условие неразрывности масляного слоя: hmin ≥ hжт = К (Rzd + RzD +hg), где hg =2 мкм – поправка, которая учитывает отклонение от нагрузки, скорости, температуры и других условий работы подшипника скольжения; К = 2 – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя. Определяются значения коэффициента нагруженности подшипника: ![]() Значение относительного эксцентриситета выбирается из [1, табл. 1.100] методом интерполяции: при отношении l/d= 1,5 для СR = 1,248 = 0,5, Тогда минимальная величина масляного слоя для выбранной посадки hgmin = 0,5·S ![]() Слой смазки, достаточный для обеспечения жидкостного трения, hжт = К·(Rzd + RzD +hg) = 2·(10 +10 + 2) = 44 мкм. Находится величина действительного коэффициента запаса надежности: ![]() Выбранная посадка обеспечивает жидкостное трение, так как Kg > 2. Принимается посадка с зазором в системе отверстия ![]() 6. Строим схему расположения полей допусков посадки для подшипника скольжения ![]() ![]() Рисунок 1- Схема расположения полей допусков посадки ![]() Задача 2Рассчитать и выбрать посадку с натягом для гладкого цилиндрического сопряжения. Построить схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и натягов. Исходные данные: Номинальный диаметр соединения, м d(D) = 0,200 Внутренний диаметр полого вала, м d1= 0,100 Наружный диаметр втулки, м D2= 0,250 Длина соединения, м l= 0,05 Передаваемый крутящий момент, Н·м Мкр = 2500 Материал вала ст 30 Модуль упругости материала вала, Па Ed = 2·1011 Предел текучести материала вала, Па Td = 29,4·107 Коэффициент Пуассона для материала вала d = 0,3 Высота микронеровностей вала, мкм Rzd = 20 Материал втулки Сч 18 Модуль упругости материала втулки, Па ED = 1·1011 Предел текучести материала втулки, Па TD = 18·107 Коэффициент Пуассона для материала втулки D = 0,25 Высота микронеровностей втулки, мкм RzD = 10 Правильно рассчитанная посадка с натягом должна удовлетворять следующим двум требованиям: - при наименьшем натяге должна обеспечиваться неподвижность соединения, т.е. не должно быть относительного смещения деталей под действием заданного крутящего момента или сдвигающей осевой силы; - при наибольшем натяге должно быть обеспечено условие прочности соединения деталей (вала и втулки), т.е. наибольшие напряжения, возникающие в материале при сборке под натягом, не должны превышать предела текучести материалов, из которых они изготовлены. Первое требование будет выполняться, если расчетный крутящий момент равен или меньше момента сил трения, возникающих на поверхности, по которой происходит натяг. Второе требование, т.е. условие прочности деталей, заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности деталей. 1. Определяется величина требуемого минимального удельного давления, при котором соединение передает заданный крутящий момент по: ![]() где f – коэффициент трения при установившемся процессе; в соединении, полученном сборкой под прессом, f = 0,12. 2. Определяется величина минимального расчетного натяга N'min. предварительно рассчитывается значение коэффициента Ляме по: ![]() Тогда величина минимального расчетного натяга, м, определится по: N'min= ![]() N'min = 72,4.10-6 м =72,4 мкм. Определяется величина минимального допустимого натяга Nmin по: Nmin = N'min + νt + νu + νn + νm , где νt – поправка, учитывающая отличие рабочих температур деталей от температуры деталей при сборке; так как в задании температурные условия сборки и работы соединения при эксплуатации приняты идентичными, то эта поправка не учитывается; νu – поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил, для деталей диаметром до 500 мм поправка не учитывается; νn – поправка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках; так как в задании не предусматриваются повторные запрессовки, то эта поправка не учитывается; νm – поправка, учитывающая смятие микронеровностей контактирующих при сборке поверхностей (примерно 60 % их высоты): νm = 1,2 (Rzd + RzD) = 1,2·(20 + 10) = 36 мкм. Тогда величина минимального допустимого натяга Nmin = 72,4+ 36 = 108,4 = 108мкм. 3. Определяется величина давлений, возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей по (12): ![]() За величину максимально допустимого давления в соединении с натягом Рmах принимается наименьшее из двух допустимых значений. В качестве Pmах выбираем значение, равное 37,6 МПа. 4. Определяется величина максимального расчетного натяга N'max по: N'max= ![]() N'max = 4,12.10-4 м = 412 мкм. 5. Определяется величина максимального допустимого натяга Nmax. При определении максимального допустимого натяга учитываются поправка νm (поправка, учитывающая смятие микронеровностей, контактирующих при сборке поверхностей (примерно 60 % их высоты) и коэффициент νyд, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали. Коэффициент νyд, зависящий от отношения l/d и ![]() ![]() νyд ![]() Рисунок 2- График выбора коэффициента При отношении ![]() Nmax = N'max. νуд + νm = 412.0,55 + 36 = 262,6 = 263 мкм. 6. Выбирается посадка по таблице предельных натягов, чтобы удовлетворяла условиям: ![]() Рекомендуемая посадка 200 ![]() Nmax.станд. = 195 мкм < Nmax = 263мкм, Nmin.станд. = 120 мкм > Nmin = 108 мкм. Запас прочности соединения при эксплуатации данной посадки равен: Nmin - Nmin = 120 - 108 = 12 мкм. 7. Определяется усилие, необходимое для запрессовки: Rп = fn · Рmах·π · d · 1 , где коэффициент при запрессовке fn =(1,15...1,2) f; примем fn = 1,15·0,12=0,138; Pmax – наибольшее удельное давление на поверхности сопряжения в случае получения максимального натяга: ![]() Тогда усилие, необходимое для запрессовки, Rn=0,138 · 14,5 · 106 · 3,14 · 0,200 · 0,050=6,28 · 104 Н=63кН. 8. Строится схема расположения полей допусков выбранной посадки с натягом 200 ![]() ![]() Рисунок 3- Схема расположения полей допусков выбранной посадки с натягом 200 ![]() Список литературыПалей М.А. Допуски и посадки: справочник: в 2 ч. / М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. Л.: Политехника, 1991. Ч. 1. Белкин И.М. Допуски и посадки / И.М. Белкин. М.: Машиностроение, 1992. Болдин А.А. Основы взаимозаменяемости и стандартизации в машиностроении / А.А. Болдин. М.: Машиностроение, 1984. |