2. Расчет и выбор посадок подшипника качения на вал и в корпус

Данные для расчета:

- номер подшипника: 202, класс точности: 5;

- радиальная реакция опоры R = 2 кН;

- осевое усилие А = 0 кН;

- характер нагружения: с умеренными толчками и вибрациями, перегрузка до 150%;

- диаметр отверстия полого вала d_отв. = 0,5 мм

Габаритные размеры подшипника:

D = 15 мм; D = 35 мм; b = 11 мм; r = 1 мм.

1. Определяем интенсивность радиальной нагрузки на посадочной

поверхности циркуляционно-нагруженного кольца по формуле:

K_п = 1; F_a = 1; F = 1

Н/мм

2. По найденному значению P_R для d = 15 мм выбираем основное отклонение на посадочной поверхности внутреннего кольца, в нашем случае основное отклонение j_s.

3. Для наружного кольца, испытывающего местное нагружение, для неразъемного корпуса с умеренными толчками и вибрациями, перегрузкой до 150% принимаем посадку Н.

4. Производим выбор экономически целесообразного квалитета для посадок

подшипника на вал и в корпус. Посадка подшипника на вал Ø , посадка в корпус Ø .

5. Определяем отклонения для колец подшипника и сопрягаемых с ними деталей соответственно. Строим поля допусков по наружному и внутреннему

диаметрам колец подшипника.

Для наружного: мм

мм

Для внутреннего: мм

мм

а) б)

Рис. 2. Схемы полей допусков посадки подшипника на вал (а) и в корпус (б).

6. Определяем максимальный допустимый натяг :

мм

мм

Условие < выполняется, т.к. 0,017 < 0,078. 7. Проверяем достаточность минимального натяга в посадке внутреннего кольца на вал с поправкой на шероховатость:

мкм

мм

С учетом поправки на шероховатость условие выполнено, т.к. 0,002 > 0,0003.

8. Проверяем наличие посадочного рабочего зазора:

мм

мм

мм

мм. G_p > 0. Условие выполнено.

Усилие запрессовки Р_запр рассчитываем по формуле:

Па

9. Температура нагрева подшипника в масле для его посадки на вал равна:

3. Расчет и выбор посадки с натягом

Для цилиндрического редуктора произведем расчет сопряжения «вал-зубчатое колесо».

Данные для расчета:

-номинальный диаметр сопряжения d = 0,1 м;

-длина сопряжения ℓ = 0,09 м;

-наружный диаметр втулки d₂ = 0,25 м;

-диаметр осевого отверстия d₁ = 0 ;

-передаваемый крутящий момент М = 15000 Н·м;

-осевое усилие P = 0 , Н;

-величины шероховатости поверхностей вала и втулки R_zd = 6,3 мкм; R_zD = 10 мкм;

-материал вала и втулки – сталь 40Х

Определяем удельное контактное эксплуатационное давление Р_э, принимая коэффициент запаса прочности n = 1,5:

Па

Определяем значение предела текучести материала. Для стали 40Х значение σ_Т = 7,84·10⁸ = 8·10⁸ Па.

По графику деформаций и величинам Р_э/σ_Т; d/d₁ и d/d₂ определяем характер деформирования отверстия и вала, вызванный удельным давлением.

Па

м м

Вал и втулка испытывают упругие деформации.

По графику деформаций определяем наибольшее допустимое значение Р_нб / σ_т на границе допустимой зоны деформирования и рассчитываем значение Р_нб:

Р_нб / σ_Т = 0,63 Па

Р_нб = 0,63· σ_т = 0,63·8·10⁸ = 5,04·10⁸ Па.

Определяем значение коэффициента неравномерности распределения удельного давления χ:

м

м

По соотношениям l/d и d₁/d находим значение коэффициента неравномерности распределения удельного давления χ = 0,95.

Определяем наибольшее значение удельного давления Р_нб.доп:

Па

Определяем коэффициенты формы

вала:

втулки:

Рассчитаем значение наибольшего и наименьшего допустимого натяга:

мкм

мкм

Рассчитаем поправку на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей:

мкм

Определим величины расчетных значений минимального и максимального натягов:

мкм

мкм

По таблицам ГОСТ 25347-82 выбираем стандартную посадку Ø и строим поля допусков (рис. 3).

Рис. 3. Схема полей допусков посадки с натягом Ø .

Выбранная посадка Ø удовлетворяет условиям:

<

Определяем наибольшее удельное давление на сопрягаемых поверхностях при наибольшем натяге выбранной посадки:

Па

Наибольшее напряжение во втулке:

Па

Прочность втулки обеспечена, т.к. выполняется условие σ_д ≤ σ_т:

7,85·108 ≤15,69·108