Обоснование выбора и расчёт посадок

При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки  на вал и в корпус выбирают по величине - интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.

 

Где - радиальная реакция опоры на подшипник, b – рабочая ширина посадочного места,   (b=B-2r, B – ширина подшипника, r – радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника);

  - динамический коэффициент  посадки, зависящий от характера  нагрузки(при нагрузки до 150%, умеренных  толчках и вибрации  =1; при нагрузки до 300%, сильных ударах и вибрации =1.8); - коэффициент учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе( =1 по табл.14); - коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки м/у рядами роликов в 2-х рядных конических роликоподшипниках или м/у сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору принимается [3, табл. 4.91]. Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним наружным или внутренним кольцом =1.

Наибольший  натяг выбранной посадки не должен превышать допустимого значения [N], определенного из условий прочности циркуляционно-нагруженного кольца:

 

Где d – диаметр циркуляционно-нагруженного кольца, мм; - допускаемое напряжение при растяжении, МПа (для подшипников стали = 400 МПа); К – коэффициент принимаемый приближенно для подшипников легкой серии-2,8, средней-2,3, тяжелой -2.

Колебательным нагружением кольца наз-ся такой  вид нагружения, при котором неподвижное  кольцо подшипника подвергается одновременно воздействию радиальных нагру-зок: постоянной по направлению и вращающейся  меньшей или равной по значению. /7, стр 57 – 69/

 

1.2.1 Исходные данные

 

Номер подшипника: 305

Серия подшипника: средняя

Внутренний  диаметр внутреннего кольца d = 60 мм

Наружный  диаметр наружного кольца D = 130 мм

Ширина колец  подшипника В = 31 мм

Радиус закругления  или ширина фаски кольца подшипника r = 3,5 мм

Радиальная  нагрузка F = 3500 Н

Характер нагрузки: спокойная нагрузка, толчки отсутствуют.

Так как вращается шлицевой вал (2), внутреннее кольцо подшипника (11) вращается  и действует постоянная по направлению  радиальная нагрузка, то внутреннее кольцо нагружено – циркуляционно ,а  наружное кольцо испытывает местное  нагружение.

 

1.2.2 Для выбора посадки на внутреннее циркуляционно – нагруженное кольцо определяем интенсивность радиальной нагрузки на посадочной поверхности вала по формуле:

  ;

 

Где F_r – это радиальная нагрузка на опору, кН;

       k₁ – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки.

       k₂ – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале и тонкостенном корпусе.

        k₃ – коэффициент неравномерности расширения радиальной нагрузки F_r между рядами роликов;

        b – рабочая ширина посадочного места, ;

 где В – ширина колец подшипника;

        r – радиус закругления или ширина фаски кольца подшипника;

 

k₁=1, т.к. нагрузка спокойная и толчки отсутствуют;

k₂=1, т.к. вал и корпус нормальной конструкции;

k₃=1, т.к. нет осевой нагрузки на опору F_a;

 

b=B-2r = 31-2*3,5 = 24 м

 

 

1.2.3 Согласно таблице 15 для интервала диаметров d=18…80 мм заданным условиям соответствует поле допуска вала – js5. Определяем предельные отклонения вала .

 

1.2.4 Определяем предельные отклонения для колец подшипника :

внутреннее  кольцо ; наружное кольцо .

 

1.2.5 Определяем наибольшие и наименьшие натяги посадки внутреннего кольца на вал

 

 

1.2.6 Во избежание разрыва внутреннего кольца определяем допустимое значение [N].

 

;

 

K=2,3 , т.к. средняя серия;

d=60 мм;

=400 МПа, для подшипниковой стали;

 

 

, условие обеспечено.

 

1.2.7 Посадку наружного кольца подшипника в корпус выбираем по табл. 13. Для спокойной нагрузки без толчков, при неразъёмном корпусе выбираем на отверстие корпуса поле допуска – G6. Определяем предельные отклонения для отверстия корпуса по ГОСТ 25346-89 .

 

1.2.8 Посадка наружного кольца подшипника в корпус характеризуется предельными зазорами:

 

 

Соединение  с небольшим зазором, что позволяет постепенно проворачивается наружному кольцу в корпусе. Радиальное усилие при этом воспринимается новыми участками дорожки качения кольца, что приводит к равномерному изнашиванию дорожки кольца.

 

Соединение  с натягом, что исключает возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала и удовлетворяет эксплуатационным требованиям.

 

1.2.9. Определяем допуск формы и шероховатость посадочных поверхностей валов и отверстий корпусов.

Так как класс  точности подшипника качения о:

 

Для вала:  

Для отверстия:  

 

Строим схему  расположения полей допусков для  соединения с подшипниками качения. Выполняем чертеж подшипникового узла, рабочие чертежи вала и корпуса, указываем обозначение посадок  на чертежах, допуски формы и расположения поверхностей, шероховатость посадочных поверхностей вала и отверстия корпуса.

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

2. Обоснование выбора посадок шпоночных соединений

  Для соединении деталей машин (зубчатых колес, шкивов, муфт, роликов, дисков, кулачков, рукояток и др.) с валами при невысоких требованиях к точности центрирования соединяемых деталей применяют шпоночные соединения.

    Шпонки служат для передачи крутящего момента, предотвращения проворачивания втулки на валу, обеспечения перемещения втулки вдоль вала или фиксации взаимного положения деталей в узле. С их помощью достигается сравнительно легкая разборка и сборка узла.

     Особенностью шпоночных соединений является то, что в сопряжении участвуют три элемента: поверхность паза  на  валу, поверхность паза но втулке и поверхность шпонки.

      Основными недостатками шпоночных соединений является малая несущая способность; ослабление валов шпоночными пазами; концентрация напряжений из-за неблагоприятной формы шпоночных патов. В связи с ним шпонки используются, как  правило, в малонагруженных соединениях.

     В машиностроении получили распространение  шпоночные соединения с призматическими, сегментными, клиновыми и тангенциальными  шпонками.

Наибольшее применение получили призматические и сегментные шпонки.

4.1 Призматические шпонки

      Размеры шпонок и сечений пазов, допуски и посадки регламентируются ГОСТ  23360 «Основные нормы взаимозаменяемости Соединения шпоночные с призматическими шпонками. Размеры шпонок и сечений пазов. Допуски и посадки».

      Г ОСТ предусматривает три исполнения шпонок.

   ГОСТом регламентируются размеры сечений пазов и их предельные отклонения. Работоспособность шпоночных соединений определяется в основном точностью посадок по ширине шпонки Ь. Остальные размеры задают так, чтобы исключить возможность защемления шпонки по высоте или чрезмерное снижение поверхностей соприкосновения боковых сторон.

    По ширине для призматических шпонок предусмотрены три варианта соединения: свободное, нормальное и плотное. Предельные отклонения но ширине b шпоночных соединений с призматическими шпонками (по ГОС1 26360) привечены в табл. 4.1.

    В качестве материала для шпонок используется чистотянутая сталь по ГОСТ 8787. Допускается применение других сталей с временным сопротивлением разрыву не менее 590 МПа.

    Сечение шпонок (bxh) зависит от диаметра вала. Эта зависимость приведена в табл. П4.1.

    В ответственных шпоночных соединениях сопряжения дна пат с боковыми сторонами выполняется по радиусу, величина которого указывается на рабочем чертеже.

     К несопрягаемым размерам призматических шпонок относятся высота шпонки h и длина шпонки l.

     Высоту призматических шпонок выполняют по h11 (при высоте 2-6 мм - по h9), длину l-по h14, длину пазов - по H15. Отклонения но указанным элементам всегда направлены "в тело" что гарантирует собираемость соединения.

    Для шпоночных пазов втулок на чертежах проставляют размер d+t₂, как единственно удобный для контроля; на валах предпочтительно указывать t₁, но допускается указывать и размер d-t₁. Предельные отклонения размеров по глубине пазов в зависимости от высоты шпонки h приведены в табл. П4.2.

Условное обозначение призматических шпонок исполнения 1 состоит из номинальных размеров шпонки bхhхl и номера ГОСТа. Например, шпонка исполнения l с размерами bхhхl=6x10x80:

Шпонка 16*10*80 ГОСТ 23360.

Для 2 и 3 исполнения:

Шпонка 2(3) - 16х10х80 ГОСТ 23360

 

2.1 Определим размеры призматической шпонки.

Размеры сечения  шпонки bхh найдем по табл. П4.1, результаты сведем в таблицу.

 

Диаметр валов, d, мм	Размеры сечения шпонки		Глубина вала
			вала	втулки
	b	h	t1	t2
Св. 58 до 65	18	11	7	4,4

 

2.2 Определим допуски шпонки.

 Для размеров  шпонок установлены следующие  поля допусков:

- по ширине  b-h9. В нашем случае 18h9.

- по высоте  b-h9 для h от 2 до 6 мм и h11 для h свыше 6 мм. В нашем случае h=11>6мм, т.е. имеем 11h11.

- по длине  шпонки l установлено поле допуска по h14, т.е. имеем 30h14.

 Для размеров пазов для плотных соединений установлены следующие поля допусков:

- для ширины паза на валу – N9. В нашем случаи b=18, т.е. имеем 18 N9

- для ширины паза во втулке – js9. В нашем случае b=18, т.е. имеем 18js9

2.3  Определим предельные отклонения размеров шпонки по табл. П1.1 верхнее отклонение для основного отклонения по h es=0. Поля допусков для размеров 18h9, 11h11,30h14  определим по табл. П1.8. Поле допуски для размера 18 по 9-у квалитету равно 52 мкм; для размера 11 по 11-у квалитету - 110 мкм и и для размера 30 по14-у квалитету - 520 мкм. Нижние предельные отклонения определим по формуле 1.32 – ei=es-IT:

 

  для размера 18h9 (ширина шпонки)

ei = es - IT = 0 – 49 = -49мкм

  для размера 11h11 (высота шпонки)

ei = es - IT = 0 – 110 = -110мкм

  для размера 30h14 (длина шпонки)

ei = es - IT = 0 – 520 = -520мкм

 

2.4 Определим предельные размеры шпонки.

2.4.1. Наименьший предельный размер ширины шпонки

b_min = b + eib = 18+(-0,049)= 17,951мм.

2.4.2. Наибольший предельный размер ширины шпонки

b_max = b + esb = 18+0 = 18мм.

2.4.3. Наименьший предельный размер высоты шпонки

h_min = b + eih = 11+(-0,110)= 10,890мм.

2.4.4. Наибольший предельный размер высоты шпонки

h_max = h + esh = 11+0= 11мм.

2.4.5. Наименьший предельный размер длины шпонки

l_min = l + eil = 30+(-0,520)= 29,480мм.

2.4.6. Наибольший предельный размер длины шпонки

l_max = l + esl = 30+0= 30мм.

 

2.5. Определим предельные отклонения для размеров пазов на валу и во втулке (табл. 3.22 стр.51 [1]):

- паз  на валу 18N9 -

- паз  во втулке 18Js9 -

 

2.6 Определим предельные размеры пазов на валу и во втулке.

2.6.1. Наименьший предельный размер паза на валу:

b_вmin = b_в + eib_в = 18+(-0,055)= 17,945мм.

2.6.2. Наибольший предельный размер паза на валу:

<span class="Normal__Char" style=" font-siz