2 Расчёт и выбор посадок подшипников качения
Исходные данные:
Подшипник №7210
Класс точности 0
Радиальная реакция R = 1,6 kH
Осевое усилие A = 2 kH
Характер нагрузки - с умеренными толчками и вибрациями, перегрузка до 150%.
Размеры подшипника [2]:
2.1 Для циркуляционно нагруженного кольца определяется интенсивность нагружения PR, H.
, (2.1)
где R – радиальная реакция опоры на подшипник, кН
В – ширина подшипника, мм
r – радиус фасок колец подшипника, мм
KП – динамический коэффициент посадки [1,табл.3.5]
F – коэффициент ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе FA – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами роликов или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору [1,табл. 3.2]
2.2 По величине интенсивности нагружения PR выбираем вид посадки [1,табл.3.6,]
«» - посадка на вал
2.3 Для колец, воспринимающих колебательное и местное нагружение, выбирается вид посадки в зависимости от характера нагружения и вида корпуса [1, табл. 3.3]
«H» - посадка в корпус
2.4 Выбор квалитета для посадок колец подшипников
Для вала – 6 квалитет
Для корпуса – 7 квалитет
2.5 По ГОСТ 520 – 89 и ГОСТ 25347 – 82 определяем отклонения ES, EI, ei, es, строим поля допусков по наружному (D) и внутреннему (d) диаметрам и определяем табличные натяги Nmax и Nmin
Отклонения для внутреннего кольца подшипника:
ES = +8 мкм, EI = -8 мкм
Отклонение для наружного кольца подшипника:
es = +25 мкм, ei = 0 мкм
Определяем поле допуска внутреннего (L5) и наружного (l5) колец [1,табл.
3.9]
L0 = -12 мкм, l0 = -15 мкм
Схема расположения полей допуска
Nmin=dmin- Dmax=ei-ES (2.2)
Nmax=dmax-Dmin=es-EI (2.3)
Nmin=-0,008-(-0,012)=0,004 [мм]
Nmax=0,008-(-0,012)=0,020 [мм]
2.6 Вычислим минимальный допустимый натяг:
(2.4)
- конструктивный фактор,
где d0 – приведенный диаметр внутреннего кольца
(2.5)
(2.6)
где R – радиальная реакция
=4 [мкм]
Условие Nmin≥ выполняется,
- условие выполнено
2.7 Вычислим максимальный допустимый натяг:
(2.7)
где – предел прочности шарикоподшипниковой стали
[мм]
- условие выполнено.
2.8 Проверяем наличие посадочного рабочего зазора:
По внутреннему диаметру (d)определяем min и max радиальный зазор [1,табл. 3.11]:
Gmin=12 мкм, Gmax=29 мкм
Определяем начальный радиальный зазор:
(2.8)
[мкм] или 0,0205 [мм]
Определим эффективный натяг:
(2.9)
где - усреднённый натяг
(2.10)
Определим рабочий радиальный зазор:
(2.11)
где
Условие - выполнено.
Определим усилие запрессовки подшипника на вал ():
(2.12)
Где - коэффициент трения при запрессовке
- модуль упругости стали
2.9 Определим температуру нагрева подшипника в масле для установки его на вал:
(2.13)
где - температурный коэффициент линейного расширения подшипниковой стали
- сборочный зазор
3 Выбор посадок для сопряжений узла и их расчёт
В соответствии с заданием на курсовую работу необходимо назначить посадки для десяти сопряжений сборочной единицы.
Таблица 1 – Выбранные посадки
Номера сопрягаемых деталей | Наименование сопрягаемых деталей | Выбранные посадки по ГОСТ 25347-82 ( СТ СЭВ144-88) |
22 - 04 | Подшипник - вал | Ç50 |
22 – 05 | Подшипник - крышка | Ç90 |
27 - 04 | Шпонка - вал | Ç55 |
04 – 01 | Вал - шестерня | Ç55 |
27 – 01 | Шпонка - шестерня | Ç55 |
16 - 02 | Болт - корпус | М6 |
16 - 08 | Болт - крышка | Ç6 |
08 - 02 | Крышка - корпус | Ç90 |
08 - 21 | Крышка подшипника -манжета | Ç70 |
26 - 04 | Шпонка - вал | Ç45 |
Расшифровка буквенных обозначений посадок, расчет предельных размеров, зазоров или натягов, построение полей допусков для десяти выбранных сопряжений оформляются в виде таблицы 2.
Таблица 2 – Расчет выбранных посадок
Номер сопрягаемых деталей | Номинальный размер с отклонениями | Предельные размеры, мм | Схемы полей допусков | |||||
Dmax | Dmin | dmax | dmin | Smax | Smin | |||
27 - 04 | Ç55 | 54,968 | 54,894 | 55,000 | 54,926 | 0,042 | 0,106 | |
26 - 04 | Ç45 | 44,974 | 44,912 | 45,000 | 44,938 | 0,036 | 0,088 | |
22 - 04 | Ç50 | 50 | 49,988 | 50,008 | 49,992 | 0,008 | 0,02 | |
22 – 05 | Ç90 | 90,035 | 90,000 | 90,000 | 89,985 | 0,05 | 0 | |
04 – 01 | Ç55 | 55,030 | 55,000 | 55,021 | 55,002 | 0,028 | 0,021 | |
27 – 01 | Ç55 | 55,037 | 54,963 | 55,000 | 54,926 | 0,111 | 0,037 | |
08 - 02 | Ç90 | 90,011 | 89,989 | 89,880 | 89,660 | 0,351 | -0,109 | |
08 - 21 | Ç70 | 70,046 | 70 | 70 | 69,926 | 0,120 | 0 | |
16 - 02 | Ç6 | –– | 6,00 | 5,972 | 5,637 | –– | 0,028 | |
Ç5,188 | 5,388 | 5,188 | 5,160 | 4,976 | 0,413 | 0,028 | ||
Ç4,647 | 4,982 | 46,47 | 4,619 | –– | –– | 0,028 | ||
16 - 08 | Ç6 | 6,120 | 6,000 | 5,072 | 5,637 | 0,483 | 0,028 | |
Ç5,188 | 5,308 | 5,188 | 5,160 | 4,975 | 0,333 | 0,028 | ||
Ç4,647 | 4,767 | 4,647 | 4,619 | –– | –– | 0,028 |
... , стандартизации и технических измерений теперь является необходимой составной частью профессиональной подготовки специалистов в области машиностроения и приборостроения. 1. Расчет и нормирования точности червячной передачи 1.1 Выбор степеней точности червячной передачи Исходные данные: Коэффициент диаметра червяка q=6,3 Число зубьев колеса =60; Модуль =6 мм; Делительный диаметр =360 ...
... и наибольший натяги выбранной стандартной посадки. Расположение полей допусков выбранной посадки имеет вид: Рис. 2. Схема полей допусков посадки 6. Расчет и выбор переходных посадок для соединения червячного колеса с валом Переходные посадки используют в неподвижных разъемных соединениях для центрирования сменных деталей или деталей, которые при необходимости могут передвигаться вдоль ...
... действия выпускаемых машин и приборов находится в прямой зависимости от точности их изготовления и контроля показателей качества с помощью технических измерений. Точность и ее контроль служит исходной предпосылкой важнейшего свойства совокупности изделий – нормирования. При конструировании применение принципа нормирования ведет к повышению качества и снижению себестоимости конструкции. 1 ...
... А.Е. Шейнблинт Курсовое проектирование Детали Машин М.: Высшая школа,-1991г. Оглавление № Пункт Лист 1 Введение 2 2 Пояснительная записка 3-4 2.1 Кинематический расчет привода 4-8 3 Выбор материала червяка 9 4 Расчет червячной передачи 9 5 Расчет ...
0 комментариев