книги из ГПНТБ / Якушев А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения учебник

редь следует применять комбинированные посадки, образо­ ванные сочетанием полей допусков валов и отверстий предпочти­ тельного применения. Стандарт разрешает использовать любые комбинации предпочтительных нолей допусков валов и отвер­ стий.

При замене основных посадок комбинированными необходимо стремиться к сохранению средневероятностных зазоров или натя-

§29. ХАРАКТЕРИСТИКА, РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК

IIКЛАССОВ ТОЧНОСТИ

Посадки с зазором (подвижные посадки). Эти посадки харак­ теризуются наименьшим (гарантированным) зазором, который для основных посадок определен по формулам

Формулу (72) применяли для посадок 2 и 3-го классов точ­ ности, для которых А„аим определен исходя из обеспечения жид­ костного трения в соединениях быстровращающихся валов с под­

Посадки движения 1-го класса точности используют преиму­ щественно для нар с поступательным движением; в 4 и 5-м классах допуски достаточно велики, что создает большой средневероят­ ностный зазор, и поэтому нет надобности выбирать ту же законо­ мерность, что и для 2—3-го классов, дающую интенсивное нара­ стание зазора с увеличением диаметра. Поэтому для посадок движения 1-го класса и подвижных посадок в 4 и 5-м классах точности принято более замедленное увеличение наименьших зазоров в зависимости от увеличения диаметра, подчиненное той же закономерности, по которой изменяется и величина допуска,

т. е. пропорционально )A’d.

Расчет и выбор посадок с зазором. Рассмотрим метод расчета посадок с зазором для подшипников скольжения. Чтобы обеспе-

205

лей будет наименьшим. Ото достигается, например, при жидкост­ ном трешш, когда смазка полностью отделяет цапфу аила от вкла­ ды hiа подшипника, н трение между металлическими поверхно­ стями заменяется внутренним трением г. смазочном материале. Жидкостное трение создается тогда, когда при данных конструк­ тивных и эксплуатационных факторах смазочное масло увлекается вращающейся цапфой в постепенно суживающийся (клиновой) зазор между цапфой л вкладышем: подшипника и возникает гидро­

динамическое давление, уравновеши­ вающее внешнюю нагрузку и стре­

ложение цапфы в подшипнике будет характеризоваться абсолютным

эксцентриситетом е и относительным эксцентриситетом х = ^ ~ .

Наименьшая толщина масляного слоя связана с % зависимостью

Из гидродинамической теории смазки известно, что несущая способность подшипника при неразрывности слоя смазки опреде­ ляется по уравнению [8, 25J

206

Таблица 16

Коэффициент нагруженное™ Сп д-м подшипников с углом охвата 180° [13|

Уравнение (75), по данным Д. II. Решетова, заменяют следую­ щим:

подшипника при постоянстве рабочей температуры увеличивается пропорционально вязкости смазки, числу оборотов вала и разме­ ров подшипника и уменьшается с увеличением зазора.

Коэффициент нагруженности подшипника может быть пред­

207

где к и т — постоянные для данного значения l/d коэффициенты

(табл. 17).

щади проекции опорной поверхности подшипника. На основании уравнений (77) и (78)

к

(79)

1 -Х

Заменяя в уравнении (79) ф = ^ и 1 — %= - —Д™ найденным

из уравнения (74), получаем

В уравнения (81) и (82) необходимо подставлять те значе­ ния динамической вязкости масла рх и р2, которые соответствуют средним температурам смазочного слоя соответственно при Днаим.ф

и Днаиб.ф-

Жидкостное трение сохраняется, если слой смазки в месте наибольшего сближения цапфы с вкладышем в процессе работы подшипника не имеет разрывов. Для этого необходимо, чтобы

208

наименьшая толщина слоя смазки /гпа1Ш (см. рис. 81) была не меньше Ажт, слоя достаточного для жидкостного трения:

где tizв; Rza — высота неровностей поверхностей цапфы и вкла­

Ад — добавка, учитывающая отклонения нагрузки, ско­ рости, температуры и других условий работы подшипника от расчетных, а также механические включения в масле.

Методы расчета указанных величин приводятся в специальной

— коэффициент запаса надежности по толщине масля­ ного слоя.

Погрешности формы и расположения, деформация деталей зависят от масштабного фактора, поэтому коэффициент к с увели­ чением диаметра подшипника должен расти.

Исходя из изложенного, величина Анаим в формулах (81) и (82) должна быть заменена величиной Ажт.

Следует указать, что несущая способность масляного клина, создаваемая при вращении элементов пары, значительно умень­ шается при наличии погрешностей в расположении цапфы и вкла­ дыша подшипника, а также погрешностей их формы в поперечном и продольном сечениях.

Для выбора оптимальных посадок необходимо знать зависи­ мость толщины масляного слоя в месте наибольшего сближения цапфы и вкладыша подшипника от величины зазора Д. Теоретиче­ ские и экспериментальные исследования А. К. Дьячкова, М. В. Коровчинского, С. А. Чернавского, II. II. Поздова и других пока­ зали, что при различных значениях характеристики режима ра­

боты подшипника Я = зависимость Анапм от А имеет один

и тот же вид, показанный па рис. 82. Видно, что жидкостное трение создается лишь в определенном диапазоне диаметральных зазоров А, ограниченном наименьшим Днанм.ф и наибольшим Лнаиб.ф функциональными зазорами.

Если после сборки диаметральный зазор в соединении равен ЛНаим.ф> то после приработки и некоторого времени работы меха­ низма этот зазор достигнет величины, соответствующей Аопх. При дальнейшем износе трущихся деталей зазор увеличивается,

209

и когда он будет близок или равен Лцапб.Ф> эксплуатация меха­ низма должна быть прекращена.

Существующие методы расчета посадок с зазором сводятся к определению оптимального (или среднего) зазора А0Пт> обеспе­ чивающего жидкостное трение и наибольшее значение толщины слоя смазки himi!м. По этому зазору подбирают ближайшую стан­ дартную посадку. Затем проверяют наличие запаса надежности по толщине масляного слоя йпапм при выбранит'! посадке.

Однако в соответствии с принципами, изложенными в § 13, указанного расчета недостаточно. Для повышения долговечности необходимо создавать гарантированный запас на износ. Для этого

выбрать посадку п найти наибольший зазор Д н а и б . ф т при котором еще сохраняются жидкостное трение и работоспособность под­ шипника. Запас на износ равен (Анаид.ф — Ан;шм. ф) — (6Л j- ЬВ). Зная величину запаса на износ и скорость изнашивания сопрягае­ мых деталей, можно определить время надежной работы соеди­ нения. Рассмотрим сущность обоих методов расчета посадок на примере.

ф = 0,8 •IQ-3 Y ~ v * =0,8 •10“3 V X ? =«0,0012.

Диаметральный зазор

= 0,0012150 = 0,48 мм.

* Для подшипников прецизионных машин ф снижают до 0,8 •10'J \fv.

210

Далее находят коэффициент нагруженностп подшипника по формуле, полученной па формулы (7(1):

Относительный эксцентриситет % при — — 1,2 и (?R == 2.93 находят по

таил. 10: у — 0,70.

Но уравнению (74) наименьшая толщина масляного слоя при найденном

Приведенный расчет показывает, что при Лопт = 0,18 мм под­ шипник будет работать в условиях жидкостного трения. Указан­

но которому выбираем ближайшую посадку. Для нашего примера Адапм = 4-13,6 — 54,4 мкм. Ближайшей посадкой будет посадка

0 150 С-. Затем проверяем, обеспечивается ли при наименьшем

предельном зазоре этой посадки Днаим = 0,05 мм (рис. 83, б) жидкостное трение. Для этого по формуле, полученной из уравне­ ния (76), определяем коэффициент нагруженности подшипника при

CR, — 0,222 х ~ ОД. При наиболее вероятном начальном зазоре Дср=г0,09 мм, Си = 0,733, а % — 0,41.

211