- •1.5.2. Выбор посадок подшипников качения
- •1.5.2. Выбор посадок подшипников качения
- •6.2. Решение размеренных цепей методом, обеспечивающим полную взаимозаменяемость
- •6.2.1. Первая задача
- •6.2.2.Вторая задача
- •6.3. Теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей
- •6.2.1. Первая задача
- •6.3.2..Вторая задача
- •6.3.3. Выбор метода расчета размерных цепей
- •7. Расчет и выбор посадок для соединений редуктора, общего назначения
- •7.1. Сопряжение 1-вал 4 с зубчатым колесом
- •7.2. Сопряжение 2 - подшипник скольжения 5 с цапфой вала 4
- •7.2.1. Расчет посадки с зазором для сопряжения 2
- •7.2.2. Схема расположения полей допусков посадки ø40
- •7. 3.Сопряжение 3- втулка 5 со стаканом 6
- •7.3.1. Расчет и выбор посадки с натягом для сопряжения 3
- •7.4. Сопряжение 4 — стакан 6 с корпусом редуктора 8
- •7.4.1. Схема расположения полей допусков посадки ø65
- •7.4.2. Определение вероятности получения зазоров и натягов в посадке ø65
- •7.4.З. Схема расположения полей допусков калибров для контроля деталей соединения ø65 н7/к6.
- •7.4.4. Эскизы рабочих калибров для контроля соединения ø65
- •7.5. Выбор посадок для колец подшипника качения 2
- •7.5.1. Выбор посадки для сопряжения 5 - внутреннего кольца подшипника 2 с валом 1.
- •7.5.2. Выбор посадки для сопряжения 6 – наружного кольца подшипника качения 2 с корпусом 6
- •7.5.3. Схема расположения полей допусков колец подшипника, и посадочных поверхностей вала и корпуса.
- •7.5.4. Эскизы посадочных поверхностей вала и корпуса под кольца подшипника качения
- •8. Выбор способа центрирования и харакиера сопряжения для шлицевого соединения 7 -зубчатого колеса z1, с валом 1.
- •8.1. Схема расположения полей допусков шлицевого сопряжения
- •8.2. Контроль точности
- •9. Выбор степени точности и параметров для контроля зубчатых колес z1 и z2
- •9.1. Эскиз зубчатого колеса.
- •10. Расчет размерных цепей.
- •10.1. Расчёт размерной цепи методом полной взаимозаменяемости
- •10.2. Теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей
7.2. Сопряжение 2 - подшипник скольжения 5 с цапфой вала 4
Подшипник скольжения, являясь ответственными соединениями редуктора, должны сопрягаться с цапфой вала по посадке, которая обеспечит жидкостное трение между поверхностями соединения, что необходимо для долговечности редуктора. Расчет и выбор посадок с зазором для подшипников скольжения проводится с учётом гидродинамической теории смазки.
7.2.1. Расчет посадки с зазором для сопряжения 2
Вал 4, имеющий число оборотов n =1200 об/мин, диаметр цапфы d = 40 мм, Мкр = 85 Нм. Cопрягается с подшипником скольжения на длине l2 = 48 мм, для смазки применяется масло турбинное 22 (согласно данным таблицы 4 принимается μ1 = 0,018; μ2 = 0,021 Па·с).
Расчет посадки проводят в такой последовательности:
1) радиальную нагрузку, действующую на подшипник, определяют как радиальную реакцию опоры R (рисунок 23) от действия силы давления Рn в зацеплении. При этом окружная сила
Рисунок 23. К определению радиальных реакций опор А, В
В случае
Для рассматриваемого случая
Так как , то , тогда
2) определяют удельное давление на контактных поверхностях
3) угловая скорость
4) подсчитывают толщину масляного слоя при установившемся режиме работы по (16). При этом принимаем Кж.т = 2, и считаем, что отверстие и вал изготавливаются по 6 квалитету (JT6 = 16 мкм). Тогда, в соответствии с рекомендациями данными в подразделе 1.1. и зависимостям (5):
5) определяют по зависимости (22) наименьший функциональный зазор, предварительно найдя, по таблице 5 значения коэффициентов K и m:
Для значения ; К = 0,972, m = 0,972
6) ближайшей посадкой будет посадка Ø40
с наименьшим зазором , при котором в соответствии с зависимостью (14) относительный эксцентриситет
Из рисунок 5 можно видеть, что при χ = 0,2 и l/d = 1,2 будет иметь место неустойчивый режим работы подшипниковой пары, потому выбираем ту посадку, у которой при Sminтабл обеспечивается устойчивый режим работы подшипника. Такой посадкой будет Ø40 для которой
7) осуществляется проверка на наличие жидкостного трения в данной посадке при
Для этого по формуле (18) определяем коэффициент подшипника при
По таблице 16 [8] при l/d = 1,2 и СR = 0,521 находим .
Определяем наименьшую толщину масляного слоя но формуле (14):
Запас надежности по толщине масляного слоя определяют по формуле (16):
Так как при обеспечивается жидкостное трение и создается запас надежности по толщине масляного слоя, то данный зазор можно принять за ;
8) определяется наибольший функциональный зазор по формуле(23):
9) проводится проверка на наличие жидкостного трения в данной посадке при Smax = 302 мкм. Относительный зазор
Коэффициент нагруженности подшипника по формуле (18):
По таблице 16 [8] при l/d и СR =6,3& определяют .
Определяют наименьшую толщину масляного слоя по формуле (14):
При этом запас надежности по толщине масляного слоя в соответствии с зависимостью (16):
Таким образом, при Smax =302 мкм жидкостное трение обеспечивается и он может быть принят за ;
10) коэффициент запаса точности согласно выражению (28) равен
Таким образом, посадка Ø40выбрана правильно, так как при и удовлеяворяются оба условия (25) и (26).