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

Следует отметить, что при малых значениях относительного эксцентриситета (% -< 0,33) центр цапфы вала находится вблизи центра вкладыша, что создает возможность появления неустой­ чивого режима работы подшипника.

В рассматриваемом примере для наихудшего (маловероятного) случая, когда будут сочетаться валы с наибольшим, а отверстия с наименьшим предельными размерами, зазор в соединении (в ре­ зультате приработки деталей при обкатке и в начальный период работы изделия) увеличится и значение % практически будет больше

0,33.

Рпс. 83. Схемы полей допусков к расчету подвижных посадок (отклонения в микрометрах)

Определяем наименьшую толщину масляного слоя

брана правильно, так как при Д„аим = 0,05 мм жидкостное трение обеспечивается и создается достаточный запас надежности по тол­ щине масляного слоя, который быстро увеличивается в связи с начальной приработкой деталей. Следовательно, указанный Анаим МОЖНО ПриНЯТЬ За Анаим.ф*

Определяем наибольший диаметральный зазор АдаиО.ф- В урав-

212

ческим равенством, полученным для подшипников без торцового истечения в пределах % = 0,5 — 0,95 [25J. Приняв, согласно уравнению (84), /гнаим = /гжт и проведя некоторые преобразования, получаем следующее уравнение для определения наибольшего функционального диаметрального зазора, при котором подшип­ ник будет воспринимать заданную нагрузку без разрушения масляного слоя:

Примем минимальное допустимое значение коэффициента за­ паса надежности по толщине масляного слоя к = 2, при котором

При больших диаметральных зазорах погрешности формы и расположения поверхностей деталей, а также недостаточная жесткость конструкции вала меньше влияют на работу подшип­ ника. Однако результаты исследований показали, что по мере увеличения зазора уменьшается несущая способность подшип­ ника, снижается точность вращения вала. Поэтому возможность увеличения наибольшего допустимого зазора Л Наиб.ф свыше 400 мкм должна быть проверена экспериментально. Для уменьшения отри­ цательного влияния большого диаметрального зазора на точность вращения, например шпинделя прецизионного металлорежущего станка, смонтированного на подшипниках скольжения, целесо­ образно начинать процесс резания только после установившейся скорости вращения шпинделя.

2. Найдем предельные зазоры и посадку для рассматривае­

—(0,972 •0,0092 ■63 •0,153)3—16 ■2,18 ■108 (13,63 ■10^2) 0,972-0,0092• 63•0,152

за 0,0000313 м я» 31,3 мкм.

А

Ближайшей посадкой будет ф 150^, при которой Днаим = = 0,05 мм, т. е. получена та же посадка, что и по 1-му варианту

213

нового метода расчета. Выше было показано, что при Ана,ш.ф =

— 0,05 мм жидкостное трение обеспечинается.

Мри определении ДШШм. ф тю формулам (81) и (8о) не учиты­ вались температурные и силовые деформации вала и вкладыша, которые влияют на величину действительных зазоров. При прак­ тических расчетах наименьших функциональных зазоров в под­ шипниках скольжения эти факторы необходимо учитывать.

Для наибольшего зазора принимаем I - 50° С и н2

= 0,017 II-с/м2. Подставляя в формулу (82) значение соответст­ вующих параметров, найдем, что Лнанб.ф — 364 мкм.

Проверим, обеспечивается ли при таком зазоре жидкостное

Таким образом, при Лнанб.ф = 364 мкм обеспечивается жид­ костное трение.

Сравнение результатов расчета посадки по существующему и новому методам. Как видно из ркс. 83, б, по новому методу рас­ чета посадок создается дополнительный запас на износ, равный

(400 — 130) — (400 — 250) = 120 мкм. При таком запасе и годо­ вом износе деталей, равном 60 мкм, долговечность соединений увеличивается примерно на два года. Коэффициенты запаса точ­ ности соответственно будут

Кроме того, при изготовлении деталей для получения посадки

Ф 150 ц действительные размеры части вкладышей подшипника

могут соответствовать наибольшим, а части цапф — наименьшим предельным размерам. После приработки деталей запас на износ

, Л

еще оолыне сократится, т. е. при посадке ^ часть вкладышей и

цапф могут иметь размеры, близкие к размерам износившихся деталей.

214

При установлении минимального диаметрального зазора учи­ тывались конструктивные и эксплуатационные особенности ма­ шины. В первую очередь необходим гарантированный зазор /г;кх, обеспечивающий жидкостное трение. Для поршневых компрессо­ ров принимают [8, И]

Лшт = 2,43 (Rza -f- Rzв + ^д)-

Цилиндр и поршень изготовляют с оптимальной шероховато­ стью сопрягаемых поверхностей соответственно Rzа = 3,2 мкм (у 8) и Rzв — 4,3 мкм (у7). Принимаем hn — 4 мкм. Тогда

Лжт = 2,43 (3,2 + 4,3 + 4) = 28 мкм = 0,028 мм.

При работе вследствие разности температур диаметр поршня увеличивается больше, чем диаметр цилиндра. Поэтому мини­ мальный сборочный зазор должен быть повышен на величину, компенсирующую уменьшение зазора в результате разных тем­ ператур поршня и цилиндра. Под влиянием нагрузок возникают силовые деформации поршня и цилиндра, которые также следует учитывать при определении минимального зазора. Необходимо также принимать во внимание необратимое увеличение объема чугуна при его нагреве (так называемый «рост чугуна»).

Учитывая изложенное, получим минимальный зазор

По формуле (88) находим минимальный зазор, который должен быть обеспечен при сборке поршня с цилиндром:

для компрессора с D = 80 мм

Днапм.ф = 0,028 + 80 ■10,4 •10-е •60 + 0,0002 •80 = 0,094 мм= 94 мкм;

для компрессора с D ■= 150 мм

Днапм.ф = 0,028 + 150 •10,4 •10-е. 60 + 0,0002 •150 = = 0,152 мм = 152 мкм.

Указанные минимальные зазоры могут быть получены при ком­

бинированной посадке ~ , дающей Днаим = 95 мкм при D = 80 мм

216

и Ушим " ЫО мм при D = 1.(0 мм, что соответствует расчетным зазорам и технологически выполнимо (см. рис. 83, в).

Для установления Диа1,о.ф были проведены натурные исследо­ вания влияния зазора между поршнем н цилиндром на эксплуата­ ционные показатели компрессора модели 2АВ-8 (с D = 80 мм). Результаты показали (табл. 18), что исходя из допустимого умень­ шения производительности компрессора и его индикаторной мощ­ ности на 2—5% максимальный зазор в сопряжении цилиндр — поршень диаметром до 300 мм может быть принят равным 0.008Z). Для компрессора с D — 80 мм этот зазор может быть равен 0,7 мм, а для компрессора с D — 150 мм зазор равен 1,2 мм. Допускать большой зазор (из-за износа цилиндра и поршня) вследствие ухудшения эксплуатационных показателей компрессоров пецеле-

217

сообразно. Несколько повышенный расход масла при зазоре- 0.008/1 допустим, так как отработанное .масло марки Х А улавли­ вается маслоотделителем и регенерируется.

Минимальный запас металла на износ цилиндра и поршня для компрессора с D --- 80 мм. равен 0,334 + 0,175 — 0,509 мм (см.

рис. 83, в), а для компрессора с D — 150 мм он равен 0,927 мм. Коэффициенты запаса точности соответственно будут

Опытами [11] установлено, что цилиндр и поршень изнаши­ ваются (цилиндр более интенсивно) по диаметру за год (4500 ч работы) примерно на 0,08—0,12 мм. Следовательно, при установ­ ленном максимально допустимом зазоре компрессоры могут ра­ ботать до капитального ремонта (до смены гильзы цилиндра) 5—6 и 8—10 лет вместо соответственно 3—4 и 5—6 лет для старых мо­ делей, когда не применялся новый метод расчета посадок с зазо­ ром. Сейчас он используется в конструкторских бюро по компрессоростроению.

Из рассмотренных примеров видно, что новые методы расчета посадок с зазором обеспечивают повышение запаса точности сое­ динений на 25—30% по сравнению с существующим методом.

Примерные области применения посадок с зазором (на примере посадок в системе отверстия). Посадки скольжения назначают преимущественно для пар с точным центрированием и направле­ нием, в которых допускается проворачивание и продольное пере­ мещение деталей при регулировке, а иногда и при работе. Эти посадки можно использовать вместо переходных, в том числе для сменных частей. Для вращающихся деталей они применяются только при малых скоростях и нагрузках.

Посадка ^ — для точного центрирования (например, пиноли

Cl

в корпусе задней бабки токарного станка, измерительных зубча­ тых колес на шпинделях зубоизмерительных приборов).

Посадка ^ — при менее жестких требованиях к точности цент­

рирования (например, для сменных зубчатых колес в станках, корпусов под подшипники качения в ставках, автомобилях и других машинах, поршня в цилиндре пневматической дрели, сменных кондукторных втулок и т. и.).

Посадка — для центрирующих поверхностей в тех слу-

чаях, когда можно расширить допуски на изготовление при не­ сколько пониженных требованиях к соосности.

Посадка^3 — для неподвижных соединений при низких треСз

бованиях к точности центрирования (например-, для посадки шкивов, зубчатых колес, муфт и других деталей на вал с крепле­ нием шпонкой при передаче вращательного движения, при невы­

218

соких требованиях к точности механизма в целом и при неболь­ ших нагрузках).

соединений, требующих гарантированного, но небольшого зазора для обеспечения точного центрирования (например, золотник в пневматической сверлильной машине, шпиндель в опорах дели­ тельной головки и т. п.).

Ходовые посадки из всех подвижных наиболее распростра­ нены.

Посадка -ф- — при повышенной точности центрирования (на­

пример, в золотниковых парах гидропередач легковых автомоби­ лей и в других случаях, когда необходим малый допуск зазора).

Посадка ^ — в подшипниках скольжения малых и средних

по мощности электродвигателей, поршневых компрессорах, в ко­ робках скоростей станков, в центробежных насосах.

строении, свободно вращающихся на валах зубчатых колес и дру­ гих деталей, включаемых муфтами сцепления, для поршней в ци­ линдрах паровых машин, центрирования крышек цилиндров. Чтобы увеличить долговечность и надежность машин, эту по­ садку следует заменять аналогичной посадкой 2а, а иногда и 2-го класса.

вращения и относительно малых давлениях в крупных подшипни­ ках, а также для сопряжений поршень — цилиндр в компрессо­

рах, посадкаф---- при невысокой точности механизмов). Я/д

А

Т Х- назначается в соединениях

деталей (особенно с неодинаковым коэффициентом линейного расширения), работающих при повышенных рабочих температу­ рах (паровые турбины, двигатели, турбокомпрессоры, турбовозы и другие машины, у которых в рабочем состоянии зазоры значи­ тельно уменьшаются). Уменьшение зазора в этом случае является следствием того, что вал нагревается и расширяется больше, чем вкладыш подшипника. Эту посадку можно применять также при соединении деталей с большим зазором, требующих высокой точ­

ности (с малым допуском посадки). Посадка -т- соответствует

219

нормальной температуре, должен быть увеличен на А, для ком­ пенсации температурной деформации деталей соединения при ра­ боте механизма:

Aty и At, — разность между действительной (рабочей) тем­ пературой вала и вкладыша и нормальной температурой;

d — номинальный диаметр соединения, мм.

При выборе посадок необходимо учитывать отношение I к d: чем оно меньше, тем наименьший зазор должен быть меньше.

Переходные посадки используются в неподвижных разъемных соединениях для центрирования деталей, которые могут периоди­ чески передвигаться вдоль вала или быть сменными. Эти посадки характеризуются малыми зазорами и натягами, что, как правило, позволяет собирать детали при небольших усилиях (вручную или при помощи молотка). Для гарантии неподвижности одной детали относительно другой они дополнительно крепятся шпон­ ками, стопорными винтами и другими крепежными средствами.

Сочетание высокой точности центрирования с относительной легкостью сборки и разборки соединения при постоянстве неболь­ ших усилий возможно лишь при небольших натягах и зазорах. Вследствие этого переходные посадки предусмотрены только в 1 . 2-м и 2а классах, а для размеров менее 1 мм и в 3-м классе точности.

В переходных посадках (см. рис. 79) при сочетании наиболь­ шего предельного размера вала и наименьшего предельного раз­ мера отверстия всегда получается наибольший натяг, при сочета­ нии наибольшего предельного размера отверстия и наименьшего предельного размера вала — наибольший зазор (за исключением глухой посадки 1-го класса). При средних размерах отверстия и вала получается: в глухой и тугой посадках — натяг, в напря­ женной и плотной — зазор (за исключением напряженной посадки 1-го класса точности).

Выбор переходных посадок определяется требуемыми точно­ стью центрирования и легкостью сборки и разборки соединения. Точность центрирования определяется величиной Е0 радиального биения втулки на валу (или вала во втулке), возникающего при зазоре и одностороннем смещении вала в отверстии. Погрешности

220

формы и расположения поверхностен сопрягаемых деталей, смя­ тие неровностей, а также износ деталей при повторных сборках и разборках будут увеличивать радиальное биение. Поэтому для компенсации указанных погрешностей, а также для создания за­ паса точности необходимо наибольший допустимый зазор в сое­ динении определять по формуле

где К г — 2 -и 5 — коэффициент запаса точности.

точности (для интер­ вала диаметров 50—

80мм)

*Степень легкости сборки и разборки соединений с переход­ ными посадками, так же как и характер этих посадок, опреде­ ляется вероятностью получения в них зазоров и натягов (рис. 84). Рассмотрим методику подсчета ожидаемого количества соединений

снатягами и зазорами в этих посадках.

Ддно соединение 0 60^- (рис. 85). Натяг может быть в пре­

делах от 0 до 30 мкм, а зазор от 0 до 20 мкм. Допуск посадки, равный сумме допусков вала и отверстия^ составляет 50 мкм.

221