Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Эксплуатация и ремонт судовых энергетических установок. Методические рекомендации
.pdf
3. Расчет посадок подшипников качения
Все подшипники изготовляют с отклонениями размеров внутреннего и
наружного диаметров, не зависимо от посадки, по которой их будут монтировать. Для всех классов верхнее отклонение колец подшипников принято равным нулю, что означает, что посадки наружного кольца осуществляют по си-
стема вала, а посадки внутреннего кольца с валом – по системе отверстия. Од-
нако поле допуска на диаметр отверстия внутреннего кольца расположено в
«минус» от номинального размера, а не в «плюс» как у обычного основного от-
верстия.
При таком перевернутом расположении поля допуска отверстия внутрен-
него кольца получаем натяг для валов, выполненных по переходным посадкам,
js6, k6, m6, n6.
Посадки нужно выбирать в соответствии с правилом: вращающееся коль-
цо подшипника должно быть смонтировано с натягом, другое кольцо – с зазором. Исходя из этого правила, следует:
1. При вращающемся вале необходимо иметь неподвижное соединение
внутреннего кольца с валом; наружное кольцо соединять с корпусом с неболь-
шим зазором, а именно:Н7,Н8.
2. При вращающемся корпусе (колесе) необходимо иметь неподвижную
посадку наружного кольца с корпусом: K7, M7, N7, P7; внутреннее кольцо с
небольшим зазором: g6; f7.
На практике это правило имеет ряд исключений: например, колёса дет-
ских колясок и велосипедов, сателиты планетарных редукторов и т.д.
В указанных случаях посадки выбирают по п.1, а не по п.2.
Посадки на вал к6 применяются для подшипников особо лёгкой и лёгкой
серий, m6 или n6 – средней и тяжёлой серий.
Усилие запресовки клец подшипников рассчитывается по известной фор-
муле:
где
– коэффициент Ламе;
– удельное давление, Мпа;
11
Е=2*10
N п/п
N
подш
d, мм
D, мм
B, мм
r, мм
dш, мм
1а
100
10
26 8 0,5
4,76
2 а
200
10
30 9 1
5,95
3 а
300
10
35
11
1
7,14
4 а
104
20
42
12
1
6,35
5 а
204
20
47
14
1,5
7,94
6 а
304
20
52
15
2
9,53
7 а
106
30
55
13
1,5
7,14
8 а
206
30
62
16
1,5
9,53
9 а
306
30
72
19
2
12,3
10 а
406
30
90
23
2,5
19,05
1б
110
50
80
16
1,5
8,73
2 б
210
50
90
20
2
12,7
3 б
310
50
110
27
3
19,05
4 б
114
70
110
20
2
12,3
5 б
214
70
125
24
2,5
17,46
6 б
314
70
150
35
3,5
13,5
7 б
116
80
125
22
2
13,5
8 б
216
80
140
26
3
19,05
9 б
316
80
170
39
3,5
28,58
10 б
416
80
200
48
4
38,1
5
– модуль упругости стали;
u=(Rz1+Rz2) величина микронеровностей кольца и вала.
d – номинальный размер посадки внутреннего кольца подшипника, мм;
Dв – наружный диаметр внутреннего кольца подшипника, мм;
l – длина кольца подшипника;
f=0,1 – коэффициент трения.
Задание
Рассчитать усилие запресовки внутреннего кольца шарикоподшипника,
назначив предварительно допуск и шероховатость на обработку посадочного
шипа вала.
Варианты заданий для самостоятельной работы указаны в таблице 3.
Таблица 3
12
Рассчитать усилие запресовки шарикоподшипника №2о5 (25-52-15), r=1,5
и dш=7,94 на шип вала.
Пример
Решение
1. Посадка шипа вала d=25 к6
2. Шероховатость внутреннего кольца подшипника Rz2=1 мкм
Шероховатость шипа вала Rz1=2,5 мкм или Rа=0,63
Величина микронеровностей u= Rz1+Rz2=1+2,5=3,5 мкм
3. Средняя арифметическая величина натяга
4. Наружный диаметр внутреннего кольца подшипника
5. Коэффициент Ламе
6. Длина запресовки
L=B-2r=15-3=12 мм
7. Величина давления, возникающего при запресовке
8. Усилие запресовки
Мпа
13
4. Расчет ремонтных размеров зубчатых передач
Зубчатые передачи относятся к передачам зацеплением контактирующими зубьями, расположенными на зубчатых колесах. Меньшее из колес передачи
принято называть шестернёй, а большее колесом.
В процессе работы (передаче вращающего момента) происходят как ме-
ханические, так и усталостный износы зубьев. Для открытых зубчатых передач
характерен механический износ, а для закрытых – усталость. В настоящее вре-
мя использования открытых передач является редкостью, подавляющее боль-
шинство передач закрытые. На рис. 4.1а показано, концевые возникают на ножке зуба и развивается в стадии головки зуба (см. рис. 4.1б). развитию трещин
способствует расклинивающий эффект смазочного материала. Повторяясь такое действие приводит к откалыванию (выкашиванию) частиц металла (см. рис.
4.1б) и отказыванию вначале мелких ямок, а затем и больших раковин.
Рис. 4.1 Зарождение и развитие усталостных трещин
При ремонте зубчатых передач используется метод ремонтных размеров,
заключающийся в дополнительной отработке зубьев зубчатого колеса, а ше-
стерню изготавливают вновь увеличенных размеров.
Уменьшение размеров колес выполняется в пределах коэффициента кор-
рекции Х, а смещение инструмента, червячной фрезы, равно Х*m, где m – мо-
дуль зубчатого колеса равный
Где D– диаметр делительной окружности
z- число зубьев колеса или шестерни
14
Модуль
m
2
Число зубьев
z
20
Угол зацепления
α
200
Диаметр дели-
тельный
Dd
40
Длина общей нор-
мали
L
Рис. 4.2 Форма зубьев при нарезании
На рис. 4.2 показаны три положения рейки при нарезании зубьев. При
нарезании без смещения (х=0) получаем нормальный профиль. При положительном смещении (х>0) зуб у основания утолщается, и зубная и контактная
прочность повышается, учещается подрезание при малом числе зубьев (можно
понизить z
до 8..9). При отрицательном смещении происходит обратные яв-
min
ления, но шумность передач уменьшается.
При ремонте шестерню изготавливают с положительным смещением
x1>0, а колесо – с отрицательным <x2<0, но так чтобы ǀх1ǀ=ǀх2ǀ, тогда межцен-
тровое расстояние не меняется.
Для изготовления новой шестерни или доработки смещают необходимые
чертежи, требования к катушке показаны на рис.4.3
Рис. 4.3 Образец чертежа шестерни m=2, z=20
15
На чертеже необходим разрез шестерни или зубчатого колеса и таблица с
указанием согласно ЕСКД: m, z, α, d, w. На разрезе указывают ширину и
наружный диаметр шестерни или колеса, которые равны
Где – высота головки зуба
=m
Толщину зубьев определяют по замеру длины общей нормали w, показанной на
рис. 4.4.
Рис. 4.4 Замер длины общей нормали
где So – толщина зуба по дуге основной окружности;
to – основной шаг;
n – число основных шагов на длине Lo;
L'o – номинальная длина общей нормали при m=1 n
дананного числа зубьев z из табл. 4.
Номинальная длина общей нормали при, выбирается для заданного числа
зубьев из таблицы 4.
, выбирается для за-
16
Таблица 4
z n L'o z n
L'o z n
L'o
16
1
4,652
52
5
16,965
88
9
29,278
17
1
4,666
53
5
16,979
89
9
29,292
18
2
7,632
54
6
19,945
90
10
32,258
19
2
7,646
55
6
19,959
91
10
32,272
20
2
7,660
56
6
19,973
92
10
32,286
21
2
7,674
57
6
19,987
93
10
32,299
22
2
7,688
58
6
20,001
94
10
32,314
23
2
7,702
59
6
20,015
95
10
32,328
24
2
7,716
60
6
20,029
96
10
32,342
25
2
7,730
61
6
20,043
97
10
32,356
26
2
7,744
62
6
20,057
98
10
32,370
27
3
10,711
63
7
23,023
99
11
35,336
28
3
10,725
64
7
23,037
100
11
35,350
29
3
10,739
65
7
23,051
101
11
35,364
30
3
10,753
66
7
23,065
102
11
35,378
31
3
10,767
67
7
23,079
103
11
35,392
32
3
10,781
68
7
23,093
104
11
35,406
33
3
10,795
69
7
23,107
105
11
35,420
34
3
10,809
70
7
23,121
106
11
34,434
35
3
10,823
71
7
23,135
107
11
35,448
36
4
13,789
72
8
26,101
108
12
38,414
37
4
13,803
73
8
26,115
109
12
38,428
38
4
13,817
74
8
26,129
110
12
38,442
39
4
13,831
75
8
26,143
111
12
38,456
40
4
13,843
76
8
26,157
112
12
38,470
41
4
13,859
77
8
26,171
113
12
38,484
42
4
13,873
78
8
26,185
114
12
38,499
43
4
13,887
79
8
26,199
115
12
38,512
44
4
13,901
80
8
26,213
116
12
38,526
45
5
16,867
81
9
29,180
117
13
41,492
46
5
16,881
82
9
29,194
118
13
41,506
47
5
16,895
83
9
29,207
119
13
41,520
48
5
16,909
84
9
29,222
120
13
41,534
49
5
16,923
85
9
29,236
50
5
16,937
86
9
29,250
51
5
16,951
87
9
29,264
Номинальные значения длины общей нормали L'o для прямозубых колес.
Пример. Определить Lo для зубчатого колеса z=48 и m=3. По таблице находим
L'o = 16,909, тогда Lo= L'o* m=16,909*3=50,727 мм.
17
Задание
N m z1
z2
в
1
в
2
1 2
16
36
12
10 2 2,5
20
60
15
14 3 3
18
54
20
18
4
3,5
20
64
25
22
5 4 18
50
38
35
6 5 16
54
45
42
7 6 20
45
50
46
8 8 18
54
60
56 9 10
16
56
68
65
10
12
18
60
80
75
Рассчитать ремонтные размеры шестерни и колеса, выполненные без смещения
исходного контура.
Варианты заданий для самостоятельной работы указаны в таблице 4.2.
Таблица 4. 2
Пример
Рассчитать ремонтные размеры пар зубчатых колес, выполненных без
смещения исходного контура и имеющие модуль m=2 м, число зубьев имею-
щих z1=20, зубчатое колесо z2=40.
Решение
1. Наружный диаметр ремонтируемой зубчатой шестерни d1
Наружный диаметр ремонтируемого зубчатого колеса
2. Длина общей нормали L
Lo= L'o*m=7,66*2=15,32 мм
18
3. Допуск на изготовление
5. Расчет усилий и нагрузок, действующих на соединительные болты главного дизеля с фундаментом
1. Цель практического занятия:
- закрепить знания, полученные на лекциях по расчету нагрузок болтов;
- научиться самостоятельно пользоваться рекомендованной литературой.
2. Задание:
Рассчитать усилия и нагрузки, действующие болты для дизеля, который
проектирует студент по кафедре «Судовые энергетические установки».
Исходными данными для расчета являются следующие параметры:
- мощность дизеля N;
- число оборотов n;
- коэффициенты перегрузки на волнении или удара, kp.
Расчет выполнять в соответствии с табл. 4.1 и 4.2.
3. Пример расчета усилий и нагрузок, действующих на соединительные
болты главного дизеля с фундаментом.
Исходные данные:
Двигатель 6НВД48А2У
1. Мощность N=770 КВт
2. Частота вращения коленчатого вала n=443 об/мин.
3. Масса двигателя 19045 кг, m.
4. Коэффициент перегрузки для судов класса «О» Кn=3
Решение
1. Минимальная толщина опорного листа, Sол
19
где k=2,3 – коэффициент пропорциональности;
Принимаем S
=22 мм.
ол
2. Общая толщина сжимаемых деталей, Sд мм
Sд=S
мет+Sпол
где S
S
S
пол
– толщина металлического слоя деталей
мет
= Sл+Sол+Sпр+Sпл
мет
– толщина полимерного слоя
Sл = 50 – толщина лапы двигателя;
S
= 22 – толщина опорного листа;
ол
Sпр = 8 – толщина металлической прокладки;
S
= 20 – толщина платика;
пл
S
= 100+10=110
мет
3. Общая внешняя сила, Н
M=19045 кг – масса двигателя
Kn = 3 – коэффициент перегрузки для судов класса «О»
Р
=19045*3*9,81=560494,35 Н
общ
4. Внешняя осевая нагрузка на один болт, Н
i= 28 – количество фундаментных болтов
20
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]