книги из ГПНТБ / Брук С.И. Основы взаимозаменяемости и технические измерения учеб. пособие с элементами программир. обучения
.pdfВ расчетных формулах посадок с натягом учтено следующее обстоятельство. При соединении деталей с натягом в результате возникновения значительного давления на контактных поверхно стях вершины микронеровностей, оставшихся после механической обработки, сминаются. Таким образом, расчетный (действитель ный) натяг соединения sp становится меньше теоретического на тяга sT, найденного по табличным значениям предельных отклоне ний размеров.
|
|
йкГ(Н) |
Рис. 27. Схема |
влияния шероРис. 28. Схема прессового соединения, |
|
ховатости |
на |
величину рас |
четного |
натяга посадки. |
|
Обычно принято считать, что при запрессовке деталей в холод ном состоянии высота неровностей R z с каждой стороны сопряга емой поверхности уменьшается на 0,6Лг (рис. 27). Следовательно, между табличным и расчетным натягом существует такая зависи мость:
|
8р = в т - 1 , 2 ( Д л + Дя), • |
|
(23) |
где |
R z l — высота неровностей на контактной поверхности |
вала; |
|
i ? 2 2 |
— высота неровностей на контактной поверхности |
отверстия. |
|
|
При соединении деталей с нагревом охватывающей |
или |
охла |
ждением охватываемой поверхностей смятия неровностей не проис ходит и поправок не вводят.
Рассмотрим методику расчета прессовых посадок примени
тельно к общему |
расчетному случаю, когда пустотелый вал за |
прессовывается в |
тонкостенный корпус (рис. 28). |
В тех случаях, когда вал сплошной, в расчетных формулах |
|
принимается dx = |
0; при толстостенном корпусе считается рав- |
d
ным иулю отношение - з - .
90
Исходные зависимости посадок с натягом, не выходящих за пределы упругих деформаций 1 , основаны на исследованиях Ляме. Эти исследования показывают, что натяг посадки вызывает на поверхности соединения давление, удельное значение р которого прямо пропорционально величине натяга s:
Ъ = Р + |
( 2 4 ) |
|
Здесь sP — расчетный натяг по диаметру, мм; d — номинальный посадочный диаметр, мм; р — удельное давление на поверхности контакта, кГ/мм2; Сх и С2 — коэффициенты Ляме вала и втулки, см. ниже формулы (25) и (26); Ех и Е2 — модули упругости мате риалов вала и втулки, кГ/мм2.
В зависимости от задачи расчета на основе формулы (24) опреде ляется величина давления, возникающего при натяге sp :
(24а)
или величина натяга sp , необходимого для создания давления р:
s > = d - p { % + 1 г ) - |
( 2 4 б > |
Если соединение работает при повышенной температуре и ма териалы соединяемых деталей имеют разные коэффициенты линей ного расширения, то при определении натяга вводится поправка на температурные деформации.
Коэффициенты Ляме определяют по следующим формулам:
где |
d, d\ и d2 — диаметры соединяемых деталей (см. |
рис. 28); |
|||||
|лх |
и |
[А2 — коэффициенты Пуассона материалов вала |
и |
втулки. |
|||
|
1 |
Допустимо также применение посадок с натягом, вызывающим упруго- |
|||||
пластические |
деформации. |
Применяемые |
при этомрасчетные |
зависимости |
|||
рассмотрены |
в специальной |
литературе |
[3]. |
|
* |
||
91
|
|
|
|
Таблица |
7 |
|
Значения вспомогательных расчетных величин |
|
|
||
ДЛЯ С, |
|
а, или а. |
d2 |
|
|
|
|
|
( * ) • - |
' |
|
~ для С. |
|
i - ( l ) 2 |
d |
||
|
|
|
|
||
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
0 |
' 1.0000 ' |
1,000 |
1,00 |
0 |
|
0,05 |
0,9975 |
1,005 |
1,05 |
0,10 |
|
0,10 |
0,9900 |
1.020 |
1,10 |
0.21 |
|
0,15 |
0,9775 |
1,005 |
1,20 |
0,44 |
|
0,20 |
0,9600 |
1.083 |
1,30 |
0,69 |
|
0,25 |
0,9375 |
1,133 |
1,40 |
0,96 |
|
0,30 |
0,9100 |
1.198 |
1,50 |
1,25 |
|
0,35 |
0,8775 |
1,279 |
1,60 |
1,56 |
|
0,40 |
0,8400 |
1.381 |
1,70 |
1,89 |
|
0,45 |
0,7975 |
1,508 |
1,80 |
2,24 |
|
0,50 |
0,7500 |
1,667 |
1,90 |
2,61 |
|
0,52 |
0,7296 |
1,741 |
2,00 |
3,00 |
|
0,55 |
0,6975 |
1.867 |
2,'Ю |
3,41 |
|
0,57 |
0,6751 |
1.962 |
2,20 |
3,84 |
|
0,60 |
'0,6400 |
2,125 |
2,30 |
4,29 |
|
0,62 |
0,6156 |
2,249 |
2,40 |
2,76 |
|
0,65 |
0,5775 |
2,436 |
2,50 |
5,25 |
|
0,70 |
0,5100 |
2,922 |
2.60 |
5,76 |
|
0,71 |
0,4959 |
3,033 |
2,70 |
6,29 |
|
0.72 |
0,4816 |
3,153 |
2,80 |
6,84 |
|
0,73 |
0,4671 |
3,282 |
2,90 |
7,41 |
|
0,74 |
0,4524 |
3,421 |
3,00 |
8,00 |
|
0,75 |
0,4375 |
3,571 |
3,20 |
9,24 |
|
0,76 |
0.4224 |
3,735 |
3,40 |
10,56 |
|
0,77 |
0,4071 |
3,911 |
• 3,60 |
11,96 |
|
0,78 |
0,3916 |
4,107 |
3,80 |
13,44 |
|
0,79 |
0,3759 |
4,321 |
4,00 |
15.00 |
|
0,80 |
0,3600 |
4,556 |
4,20 |
16,64 |
|
0,81 |
0,3439 |
4,816 |
4,40 |
18,36 |
|
0,82 |
0,3276 |
5,106 |
4.60 |
20,16 |
|
0,83 |
0,3111 |
5,429 |
4,80 |
22,04 |
|
0,84 |
0,2943 |
5,806 |
5,00 |
24.00 |
|
0,85 |
0,2775 |
6,207 |
5,20 |
26,04 |
|
0,86 |
0,2604 |
6,681 |
5,40 |
28,16 |
|
0,87 |
0,2431 |
7.227 |
5,60 |
30,36 |
|
• 0,88 |
0,2256 |
7,865 |
5,80 |
32,64 |
|
0,89 |
0,2079 |
8,620 |
6,00 |
35.00 |
|
0,90 |
0,1900 |
9,526 |
|
|
|
0,91 |
0,1719 |
10,635 |
|
|
|
0,92 |
0,1536 |
12,021 |
|
|
|
0.93 |
0,1351 |
13,804 |
|
|
|
0,94 |
0,1164 |
16,182 |
|
|
|
0,95 |
0,0975 |
19,513 |
|
|
|
0,96 ' |
0,0784 |
24,510 |
|
|
|
0,97 |
0,0591 |
32,841 |
i - - |
|
|
0,98 |
0,0396 |
49,505 |
|
|
|
0,99 |
0,0199 |
99,503 |
|
|
|
92
Для сокращения вычислений введем вспомогательные расчет ные величины, обозначив
1 +
|
|
|
|
(27) |
и |
' ч |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
1 + ( d a ) |
= aj . |
(28) |
|
|
Hi) |
|
|
|
Тогда |
формулы для определения |
коэффициентов Ляме прини |
||
мают следующий вид: |
— [Хц |
|
(25а) |
|
* |
С1 = а1 |
|
||
|
С2 |
= а2 + |
[ i 2 . |
(26а) |
Значения ах и а 2 при разных отношениях и |
приведены |
|||
в табл. 7 |
(столбец 3). |
|
? |
|
Для упрощения поисков справочных данных в табл. 8 и 9 при ведены механические свойства материалов, требуемые при рас четах.
Для получения совпадающих результатов при решении приме ров и контрольных задач в табл. 8 также указаны конкретные значения Е и ц, принятые во всех дальнейших расчетах.
При нагружении соединения осевой силой Р или крутящим моментом Мкр на контактирующих поверхностях возникает соот ветственно сила трения F или момент трения Мр, препятствующие относительному смещению (вращению) деталей. Величины их могут
быть найдены |
по следующим |
зависимостям: |
|
|
F = ndlpf1, |
(29) |
|
|
MF=0,bnd4pfz, |
(30) |
|
где Д — коэффициент трения (сцепления) при продольном |
смеще |
||
нии деталей; / 2 |
— коэффициент трения (смещения) при относитель |
||
ном вращении |
деталей. |
|
|
Очевидно, что неподвижность соединения будет сохранена, если |
|||
внешняя нагрузка Р или Мкр |
будет меньше соответственно силы |
||
трения F или момента трения Мр, т. е. при Р << F и Мкр |
<С Мр. |
||
Поэтому, при действии осевой силы удельное давление |
опреде |
||
ляется по формуле (29а), а при действии окружной силы |
( М к р ) — |
||
по формуле (30а): . |
|
|
|
• |
' |
" |
( 3 0 а ) |
93
J |
|
|
|
|
Модуль упругости и коэффициент |
Пуассона некоторых материалов |
Таблица 8 |
||
|
|
|||
|
|
|
Значения В и ц , |
при |
Модуль продольной упругости Е |
|
нятые в дальнейших |
||
Наименование материала • |
|
Коэффициент |
расчетах |
|
|
|
|
||
|
|
Пуассона р, |
|
|
кГ/см' |
М Н / м ' |
|
£, кГ/лт* |
и |
N.
Сталь
Чугун (СЧ, КЧ) Бронза . Латунь
Алюминиевые сплавы . . Цинк катанный Никель
Дерево (вдоль волокон) . Дерево(поперек волокон)
Текстолит, фибра . . . .
Бакелит (без наполнителей)
(1,9-2,2)-108 |
(1,9-2,2) • 105 |
0,24—0,32 |
2 10* |
0,30 |
(0.8-1,6) • 10» |
(0.8—1,6) • Ю 5 |
0,23-0,27 |
1 •10* |
0,25 |
(0,7—1,3) • 10в |
(0,7-1,3) • Ю3 |
0,32-0,35 |
0,9- 10* |
0,33 |
(0,9—1,4) • 10" |
(0,9-1,4) • 105 |
0,32—0,42 |
1- 10* |
0,35 |
(0,67-0,75) • 100 |
(0,67-0,75) •105 |
0,32—0,36 |
0,7- 10* |
0,35 |
2 • 100 |
2-105 |
0,27 |
2 •104 |
0,27 |
2-106 |
2-105 |
0,33 |
2- 104 |
N 0,33 |
(0,09-0,14) • Ю 6 |
(0,09-0,14) •105 |
— |
0,01 • 104 |
— |
(0,004—0,01)-10е |
(0,09-0,010) •105 |
— |
0,005 •104 |
— |
(0,06-0,10) • 106 |
(0,06—0.10) •Ю5 |
— |
0,08104 |
— |
(0,02—0,06) • 10° |
(0,02-0,06) •106 |
0,35-0,38 |
0.04 •104 |
0.37 |
|
|
|
|
|
|
Таблица 9 |
|
Предел текучестп (0Т ) |
п предел прочности на разрыв (0 Р ) |
|
|||
|
|
различных марок сталп и чугуна |
|
|
||
Марка стали |
|
Марка чугуна |
Ор , |
КГ/ЛШ» |
||
Сталь 15 |
24 |
СЧ |
12-28 |
|
12 |
|
» |
20 |
26 |
» |
12-32 |
|
15 |
» |
25 |
28 |
» |
18-36 |
|
18 |
» |
30 |
30 |
» |
21-40 |
|
21 |
' » |
35 |
32 |
» |
24-44 |
|
21 |
40 |
34 |
» |
28-48 |
|
28 |
|
» |
45 |
36 |
» |
32-52 |
|
32 |
» |
15Г |
25 |
КЧ |
30-6 |
|
33 |
» |
20Г |
28 |
» |
33-8 |
|
33 |
ЗОГ |
32 |
» |
35-10 |
|
35 |
|
|
40Г |
36 |
• » |
37-12 |
|
37 |
П р и м е ч а н и е . |
Продел текучести а т составляет у сталей от 0,5 до 0,85 от стр; |
|||||
"У чугупов |
условный технический предел текучестп ад 2 «*(0,7—1) о"р . |
|
|
|||
При одновременном нагружении соединения крутящим момен том и сдвигающей силой расчет ведется по равнодействующей R :
откуда
л, dlfx
(31)
(31а)
По формуле (29) могут быть также определены величины уси лий, необходимых для осуществления сборки или разборки соеди нений. В этих случаях изменяются только значения коэффициента трения /, а удельное давление р определяется по величине наи большего натяга sp ( б ) . Последующие расчеты произведены при средних значениях коэффициента трения /, указанных в табл. 10.
|
|
|
Таблица 10 |
|||
Средние значения коэффициента трения / , принятые в расчетах |
|
|||||
(при охватываемой детали пз стали) |
|
|
|
|||
Материал охватывающей детали (втулки) |
||||||
Способ соединения |
|
Бронза, |
Алюми |
Пластмас |
||
Сталь |
Чугун |
ниевые |
||||
латунь |
|
сы |
||||
|
|
|
сплавы |
|
|
|
0,15 |
0,10 |
0,07 |
0,05 |
|
0,40 |
|
При н а г р е в а н и и ил и о х л а |
|
|
|
|
|
|
ж д е н и и с о п р я ж е н н ы х де - |
|
|
|
|
— |
|
0,20 |
0,15 |
0,20 |
0,13 |
|
||
П р и м е ч а н и е . Более полная таблица |
значений |
коэффициентов трения |
приво |
|||
дится в специальной литературе (см., например, [з]).
95
Прочность сопряженных деталей проверяется по величинам напряжения вала (о^) и втулки (а 2 ), которые, как указано было
выше (22), не должны превышать |
0,6 |
от предела текучести о т : |
|
|
Р б |
|
(32) |
* = — T V N I |
(33) |
||
1- |
( d 2 |
) |
|
|
|
||
Обычно более слабой деталью сопряжения является втулка. Значения знаменателей дроби в формулах (32) и (33) для разных
отношений ~ - и приведены в табл. 7, столбец 2.
Деформация сжатия и растяжения поверхностей контакта вала и отверстия по диаметру d при посадке с натягом вызывает также деформацию внутренней поверхности полого вала (а\) и наружной поверхности тонкостенной втулки (da ) (см. рис. 28).
Величины этих деформаций могут быть приближенно вычислены на основе следующих зависимостей:
АД,= |
г |
2 ^ . ч , п |
. (34) |
Д а . - |
r |
, T i , и |
(35) |
где Adx — уменьшение внутреннего диаметра полого вала; Ad2 — увеличение наружного диаметра тонкостенной втулки, вызванное запрессовкой деталей по диаметру d.
Значения |
1 — ^ - ^ - ^ 2 и |
( - ^ - ) 2 — |
1 |
Д л |
я разных |
отношений |
||||||
и ^ 1 приведены в табл. 7, |
столбцы |
2 |
и |
|
5. |
|
|
|||||
о |
|
прессовой |
посадки по заданной |
внешней нагрузке про |
||||||||
: Расчет |
||||||||||||
изводится |
в |
такой |
последовательности: |
|
|
|
||||||
а) |
по |
формулам! (29), (30) |
или |
(31) |
определяется |
требуемое |
||||||
удельное |
давление р на контактной поверхности; |
|
|
|||||||||
б) |
по величине контактного давления высчитывается |
минималь |
||||||||||
ный |
расчетный натяг |
сопряжения sp ( M ) |
(246); |
поверхностей |
||||||||
в) |
по |
заданным классам |
чистоты |
сопрягаемых |
||||||||
находится из (23) минимальный теоретический (табличный) натяг сопряжения sT ;
г) по минимальному теоретическому натягу подбирается соот ветствующая посадка (таблицы предельных отклонений ГОСТ или график на рис. 29) и определяется из (23) ее наибольший табличный натяг sT (б) и наибольший расчетный натяг sp^y,
96
|
д) по величине наибольшего натяга проверяется по (22), (32), |
||||||||||||
(33) |
прочность деталей; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|||
|
е) при |
необходимости |
подсчитываются |
усилие |
запрессовки |
||||||||
н распрессовки из (29) и величины деформаций по некоторым по |
|||||||||||||
верхностям из (34) и (35). |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
Если в качестве исходного условия расчета принимается проч |
||||||||||||
ность сопряя^енных деталей, то вначале последовательность рас |
|||||||||||||
чета |
несколько изменяется: |
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
Номинальные |
диаметры |
в мм |
|
|
|
|
||||
|
|
ce'tO |
до50 |
|
св50 до 65 |
|
св 65 до 80 |
|
|
||||
|
|
Поля допусков |
основного |
отверстия |
или |
основного |
вала |
|
|
|
|||
|
А, |
А,;. |
|
|
|
|
|
|
А, |
|
Ар„:Въ |
||
SM |
Ss |
S„ Sg |
\S» Sg |
|
S„ |
St |
S„ S6 |
SM S6 \SM Se |
|
SM Se |
S„ Ss |
||
ю\ |
|
Пр |
|
|
Пл |
|
Who |
|
Пр, |
|
|
npho |
|
|
|
|
Пр |
|
|
|
Пр |
ПРЬ, |
~ЛРЬ |
||||
20 |
floh„ |
|
—По!,. |
|
|
|
|
|
|||||
|
Пр'ь |
|
|
|
М |
|
|
|
|
||||
30 |
|
Щ |
not |
^Пр\_ |
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
Ф2,\- |
|
|
|
_Пр2, |
|
|
-Jlp2Zl |
||||
40 |
|
|
|
-щ |
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
ГР |
|
|
|
|
|
|
JPh |
|||
50 |
|
|
|
|
|
|
|
Пр!, .Гр |
|
|
|||
|
|
|
Пр/,•ЩЬ-Пп,- |
|
|
Пл |
|
|
|
||||
60 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
70 |
|
при. |
Ми |
|
|
Пр |
|
|
|
Пр_ |
|
|
|
|
|
neb |
|
|
|
|
|
Пр21о |
|
|
|
||
80\ |
|
|
|
Hi |
ho? |
|
|
|
|
|
|||
|
Гр |
|
|
|
|
nphg |
JBs, |
|
|||||
90 |
|
|
|
|
|
|
|||||||
|
|
|
|
|
|
|
|
Пр'г'о |
|
|
|||
too |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
rnV |
Ipij |
|
|
|
|
Ж |
||
I Iff |
|
|
-ЛРЫ |
|
|
|
|
|
|
||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
120 |
|
|
Пр25 |
|
|
|
|
•Гр |
|
|
|
||
130 |
|
|
|
|
Рр2н |
-Пр2щ |
|
|
|
|
|||
|
|
|
~Пр2г -Пр2,р |
|
|
|
Ф6М |
||||||
140 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
1р2!а Пр2?а |
|||||
150 |
|
|
|
|
|
|
|
-Пр2, |
|||||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
ISO |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
170 |
|
|
Ppjj |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
180 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
190 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
200 |
|
|
|
|
|
|
|
ЛрЗ, |
|
|
|
|
|
210 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
220 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
flpjj- |
230 |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
2W< |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
Рис. |
29. Предельные натяги |
основных |
и комбинированных посадок (одно- |
||||||||||
|
|
|
|
системных) |
для 0 40 -s- 80 |
мм. |
|
|
|
|
|||
|
' а) по (22), (32) и (33) определяется максимально допустимое |
||||||||||||
удельное |
давление |
рб; |
|
подсчитываете^ наибольший |
рас |
||||||||
|
б) по известной |
величине |
|||||||||||
четный натяг посадки s P ( 6) (246); |
|
|
|
сопрягаемых |
|||||||||
|
в) в зависимости от заданных классов чистоты |
||||||||||||
поверхностей по формуле (23) находится наибольший теоретиче |
|||||||||||||
ский натяг посадки 5Т(б>; |
|
|
|
|
|
|
|
|
|
||||
|
г) по таблицам ГОСТ (или графику на рис. 29) подбирается |
||||||||||||
соответствующая посадка и по ней определяется sT (M ) |
и sp (Ы) |
|
(23);, |
||||||||||
7 с. И . Брук |
97 |
д) по (24а) рассчитывается минимальное удельное давление ры и проверяется условие сохранения неподвижности соединения из (29), (30) и (31) при известной внешней нагрузке или определяется по тем же зависимостям несущая способность соединения;
е) при |
необходимости подсчитываготся |
усилия запрессовки, |
|
распрессовки и возможные деформации по |
неконтактным поверх |
||
ностям из (29), (34), (35). |
|
||
Если целью расчета является анализ пригодности выбранной |
|||
посадки, |
то последовательность его выполнения такова: |
||
а) по заданной посадке определяются теоретически предельные |
|||
значения |
натяга sT ( 6 ) |
и sT (M ) ; - |
|
б) величины натягов корректируются в зависимости от классов |
|||
чистоты сопрягаемых |
поверхностей (23); |
|
|
в) по (24а) находится наибольшее и наименьшее удельное давле |
|||
ние на посадочных поверхностях; |
|
||
г) по величине наименьшего давления pv |
и известной внешней |
||
нагрузке |
проверяется |
гарантия неподвижности соединения из |
|
(29), (30) или (31) или, если внешняя нагрузка не задана, то по тем же формулам определяется несущая способность соединения; д) по величине наибольшего давления р6 проверяется проч ность деталей из (22), (32), (33) и, если необходимо, по (29), (34),
(35) вычисляются |
требуемые усилия |
запрессовки, |
распрессовки |
||||
и возможные деформации по неконтактным поверхностям. |
|||||||
|
|
§ 2. Р а с ч е т п о с а д о к с з а з о р о м |
|||||
Исходные условия минимальных зазоров гм подвижных посадок. — |
|||||||
Доли зазора (Дц Д 2 , |
Д 3 , |
Aj... |
Д„), необходимые для компенсации погреш |
||||
ностей, |
уменьшающих |
действительный |
зазор. — Влияние |
наибольшего |
|||
зазора посадки на долговечность деталей. |
|
|
|
||||
Обычно расчету подвергаются посадки с относительно боль |
|||||||
шими зазорами (X, Л, Ш, |
ТХ), применяемые в подвижных соеди |
||||||
нениях |
подшипников |
скольжения, |
в |
сопряжениях |
поршень — |
||
цилиндр и т. п.
Посадку рассчитывают по величине наименьшего зазора zM . В основу расчета положено условие обеспечения жидкостного тре ния между перемещающимися поверхностями при рабочем режиме машины, когда смазка полностью отделяет вал от поверхности отверстия, а трение между металлическими поверхностями заме няется внутренним трением в смазочном материале.
Из гидродинамической теории смазки известно, что жидкостное трение между трущимися поверхностями будет устойчивым в том случае, когда минимальный эксплуатационный зазор между отвер стием и валом будет не меньше некоторой величины А 1 ( при кото рой слой смазки предохраняется от разрыва в месте наибольшего сближения сопрягаемых деталей. Однако табличная величина минимального зазора может существенно уменьшиться при экс плуатации машины вследствие влияния погрешностей геометриче-
98
ской формы деталей, погрешностей сборки и деформаций, возника ющих при работе машины.
Поэтому расчет минимального зазора посадки сводится обычно к суммированию величины Дх с некоторыми величинами Ah необ
ходимыми для компенсации погрешностей, уменьшающих |
теорети |
|||
ческий зазор в процессе изготовления |
в |
эксплуатации |
машины. |
|
В общем виде формула расчета минимального зазора подвижной |
||||
посадки принимает следующий |
вид: |
|
|
|
2 и = Д1 + Д2 + |
Д3 + Д4 |
+ |
. . . + Дл , |
(36) |
где Аг — минимальное значение диаметрального зазора, необходи мого для обеспечения нормальной смазки; Д 2 — доля зазора, необ ходимая для компенсации погрешностей геометрической формы и взаимного расположения поверхностей; Д 3 —доля зазора, необ ходимая для компенсации упругих температурных деформаций деталей; Д4 — доля зазора, необходимая для компенсации пла стических температурных деформаций; Д п — прочие составляющие.
Рис. 30. Положение цапфы вала в подшипнике.
а — номинальное; 6 — статическое; в — в рабочем |
состоянии. |
|
|||
Выбор слагаемых Д,, которые необходимо учесть |
при |
работе, |
|||
зависит от конкретных условий изготовления и |
работы |
машины |
|||
и влияния доминирующих факторов. |
|
|
|
||
Проанализируем некоторые величины Дг по результатам опыт |
|||||
ных и исследовательских |
работ г . |
|
|
|
|
Минимальное |
значение |
диаметрального зазора |
Аи |
необходимое |
|
для обеспечения |
нормальных условий смазки. При свободном сопря |
||||
жении вала с подшипником наличие зазора z между ними приводит к тому, что в статическом состоянии вал односторонне смещается
в подшипнике на величину у (рис. 30, б). Однако в работающей
паре масло увлекается в зазор между цапфой и подшипником. Воз никающее вследствие этого гидродинамическое давление стремится расклинить подшипник и вал и сместить последний в направлении вращения (рис. 30, в).
Таким образом, в работающей паре зазор по диаметру Д3
распределяется неравномерно, принимая |
минимальное значение |
h„ в месте наибольшего сближения вала и |
отверстия. |
1 См., например, [4]. |
|
7* |
99 |
) |
|