Материал: Метрология стандартизация сертификация Взаимозаменяемость

Поправку _уд приближенно можно найти из рис.1.

2. Наименьший функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения, определяется:

^Nmin F ^{= N} min расч ^{+ } i^.

Таблица 6

_уд, мкм

1,0

0,8

0,6

0,4

0,2

0,0

0,0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0

l/d

1- d₁ ⁄d = 0,5; 0,6; 0,7 2- d₁ ⁄d = 0,8

3- d₁ ⁄d = 0,2 4 - d₁/d = 0

5 - d₁/d = 0,9

Рис. 1

3. По N_minF подобрать ближайшую по стандарту посадку.

4. Проверить прочность соединяемых деталей при наибольшем

табличном натяге N_max:

1. давление на поверхности контакта вала и втулки, возникающее под влиянием натяга:

p  _

^Nmax _;



(15)

d  C₁ E₁  C₂ E₂

2. допустимое давление на поверхности втулки:

   2

   

^pдоп

^{ 0,58  σ}_0,2 ^{ 1 } d

d₂  ^

(16)

и на поверхности вала:

^pдоп

^{ 0,58  σ}_0,2 ^{ 1 } d₁

d 2^,

(17)

где _0,2 – предел текучести материала деталей;

значения _0,2 для некоторых сталей приведены в табл. 7.

Условие прочности деталей заключается в отсутствии

пластической деформации на контактирующих поверхностях деталей, что обеспечивается тогда, когда р < р_доп.

Таблица 7

5. При больших перегрузках и вибрациях выбор и расчет посадок необходимо производить, исходя из прочности соединяемых деталей, т.е. по наибольшему допустимому натягу:

   1

   2

   

^Nmax_доп

доп

 p

• d  C

E₁  C₂

E ,

(18)

где С₁, С₂ и р определяются соответственно по уравнениям (11, 16 и 17).

6. С учетом поправок _ш, _t, _уд, _ц др. находят наибольший функциональный натяг N_maxF, по которому и выбирают ближайшую стандартную посадку.

3. Пример расчета и выбора посадки с зазором

Выбрать посадку для подшипника скольжения, работающего с числом оборотов n=600 об/мин и радиальной нагрузкой F_r=58,8 кН. Диаметр подшипника d=150 мм; длина l=180 мм; смазка  масло индустриальное 20. Подшипник разъёмный половинный, материал вкладыша подшипника  цинковый сплав ЦАМ 10-5, материал цапфы

• Сталь 40. Имеют место частые остановки и пуск машины.

1. Определяется величина среднего давления р для расчета предельных функциональных зазоров:

p  ^Fr l  d

_ 58800

0,18  0,15

 2,18 10⁶

Н/м² (Па)

2. Подсчитывается толщина масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостное трение.

Принимается K_ж.т.= 2; R_z1 = 3,2 мкм; R_z2 = 1,6 мкм; _g = 2 мкм.

h_ж.т.=К_ж.т.(R_z1+R_z2+_g)=2(3,2+1,6+2)=13,6 мкм.

3. Определяется величина наименьшего функционального зазора

S_minF. Для наименьшего зазора принимается t_раб = 70°С, при этом

₁ = 0,0092 ПаС; угловая скорость  = n/30 = 63 рад./с; К = 0,972;

m = 0,972 (табл. 1):

^Smin_F ^

4  p



• ^hж.т.

0,972 0,0092 63 0,15² 



4  2,1810⁶ 13,6 10^6

 0,0000318м  32мкм.



4  2,1810⁶ 13,6 10^6

4. По величине S_minF выбирается посадка [4]. Ближайшей будет посадка Н7/f7 с S_min = 43 мкм.

5. Для определения величины относительного эксцентриситета подсчитывается коэффициент нагруженности подшипника:

p  ψ²

C_R 



µ₁  ω

0,0092  63

 0,31.

6. По табл. 2 при l/d =1,2 и C_R = 0,31 величина относительного эксцентриситета  = 0,22. При  = 0,22 и l/d = 1,2 создается возможность появления неустойчивого режима подшипниковой пары и вибраций вала. Для устранения возможности появления вибраций вала выбирается другая ближайшая посадка 150 Н7/е7, у которой S_min = 85 мкм и S_max = 165 мкм (рис. 2) [4].

Определяется С_R при S_min = 85 мкм ( = 0,085/150):

2

2,18 10⁶  _ ^0,085 _

 

_{C  } 150 _