Расчет параметров цилиндров

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на http://www.allbest.ru/

1. Определение основных элементов гладкого цилиндрического соединения, условное обозначение посадок и квалитетов на чертежах и расчет калибров

Исходные данные:

- номинальный диаметр сопряжения - 132 мм;

- поле допуска отверстия - Н7;

- поле допуска вала - p6.

Решение

Условное обозначение заданного сопряжения: Ш 132 H7/p6

Находим отклонение вала и отклонение отверстия.

Вал в системе отверстия: Ш 132 p6().

Верхнее отклонение вала es=+68 мкм.

Нижнее отклонение вала ei=+43 мкм.

Среднее отклонение вала em=(es-ei)/2+ei=+55,5 мкм.

Отверстие - основное: Ш 132 Н7(^+0,040).

Верхнее отклонение отверстия ES=+40 мкм.

Нижнее отклонение отверстия ЕI= 0 мкм.

Среднее отклонение отверстия ЕМ=(ES-ЕI)/2+EI=+20 мкм.

Определяем предельные размеры деталей.

Наибольший предельный размер отверстия:

D_max=D+ES=132+0,040=132,04 мм.

Наименьший предельный размер отверстия:

D_min= D+EI=132 мм.



Наибольший предельный размер вала:

d_max= d+es=132+0,068=132,068 мм.

Наименьший предельный размер вала:

d_min= d+ei=132+0,043=132,043 мм.

Определяем величину допусков деталей:

TD = D_max-D_min=132,040 -132=0,040 мм; TD= ES-EI=40 мкм;

Td = d_max-d_min=132,068 -132,043 =0,025 мм; Td= es-ei=68-43=25 мкм.

Определяем величину допуска посадки:

TN= TD+Td=0,065 мкм.

Находим величины предельных зазоров и натягов:

N_max = d_max-D_min = 132,068 - 132 = 0,068 мм;

N_min = d_min-D_max = 132,043 -132,04 = 0,003 мм.

Характеристика посадки: посадка гладкого цилиндрического соединения с номинальным диаметром 132 мм выполнена в системе отверстия, с натягом, по квалитетам: отверстие - по 7 квалитету, вал - по 6 квалитету точности.

Чертежи деталей и сопряжения в сборе приведены на рисунке 1.1.

Схема полей допусков приведена на рисунке 1.2.

Рассчитываем рабочие калибры.

1) Определяем размеры калибра пробки для контроля отверстия 7 квалитета диаметром 132 мм.

2) Находим допуски и отклонения размеров калибра пробки:

Н=8 мкм; Z=6 мкм; Y=4 мкм; б=0 мкм.

3) Вычисляем предельные размеры проходной и непроходной сторон калибра пробки.

Предельные отклонения проходной стороны рабочего калибра пробки отсчитываются от наименьшего предельного размера контролируемого отверстия.

ПP_max=D_min+Z+H/2=132+0,006+0,008/2=131,01 мм;

ПР_изн=D_min-Y+б=132-0,004+0=131,996 мм.

Исполнительным размером проходной стороны калибра пробки, проставленным на чертеже, является наибольший предельный размер, он равен 132,01_-0,008 мм.

Предельные отклонения непроходной стороны калибра пробки отсчитываются от наибольшего предельного размера контролируемого отверстия.

HE_max=D_max-б+H/2=132,04 -0+0,008/2=132,044 мм.

Исполнительным размером непроходной стороны калибра пробки, проставленным на чертеже, является наибольший предельный размер, он равен 132,044_-0,008 мм.

4) Определяем размеры калибра скобы для контроля вала 6 квалитета диаметром 132 мм.

5) Находим допуски и отклонения размеров калибра скобы:

H₁=8 мкм; Z₁=6 мкм; Y₁=4 мкм; б₁=0 мкм.

6) Вычисляем предельные размеры проходной и непроходной сторон калибра скобы.

Предельные отклонения проходной стороны рабочего калибра скобы отсчитываются от наибольшего предельного размера контролируемого вала.

ПP_min=d_max-Z₁-H₁/2=132,068 -0,006-0,008/2=132,058 мм;

ПP_изн=d_max+Y₁-б₁=132,068+0,004-0=132,072 мм.

Исполнительным размером проходной стороны калибра скобы, проставленным на чертеже, является наименьший предельный размер, он равен 132,058^+0,008 мм.

Предельные отклонения непроходной стороны рабочего калибра скобы отсчитываются от наименьшего предельного размера контролируемого вала.

HE_min=d_min+б₁-H₁/2=132,043 +0-0,008/2=132,039 мм.

Исполнительным размером непроходной стороны калибра скобы, проставленным на чертеже, является наименьший предельный размер, он равен 132,039^+0,008 мм.

2. Расчет и выбор посадок с зазором для подшипников жидкостного трения

Исходные данные

Номинальный диаметр сопряжения Dn= 390 мм.

Длина сопряжения L= 190 мм.

Угловая скорость w = 100 рад/с.

Динамический коэффициент вязкости m = 0,02 Па·с.

Удельное давление на опору P = 0,53 МПа.

Шероховатость поверхности втулки R_ZD= 3,2 мкм.

Шероховатость поверхности вала R_Zd= 3,2 мкм.

Решение

Вычисляем окружную скорость вала: V= w·Dn/2= 100·0,39/2= = 19,5 м/с.

Определяем относительный зазор в подшипнике скольжения по эмпирической формуле: = 0,8 /1000= 0,8 /1000= 0,0017.

Диаметральный зазор: Sр= ·Dn= 0,0017·0,39= 663 мкм.

Определяем коэффициент нагруженности подшипника:

Сr= Р·²/(m·w) = (0,53·10⁶)·0,0017²/(0,02·100)= 0,766.

В нашем случае L/Dn=0,49, Сr= 0,766. В таблице значение L/Dn=0,49 и Сr= 0,766 являются промежуточными, поэтому Сr определяем методом линейной интерполяции табличных данных.

Сначала определим величины Cr при L/Dn=0,49 для двух значений X: X=0,65 и X=0,7, т.к. в этих пределах X находится значение Cr= 0,766.

Из таблицы для X=0,65, определяем величины Cr:

если L/Dn=0,4, то Cr= 0,431;

если L/Dn=0,5, то Cr= 0,622.

Тогда из подобия треугольников АBC и A₁B₁C₁, изображенных в Приложении на рисунке 2.1, находим величину Cr₁ для L/Dn=0,49 при X=0,4:

Cr₁= 0,431+= 0,431+= 0,598.

Аналогично определяем величину Cr₂ для L/Dn=0,49 при X=0,5 из подобия треугольников АBC и A₁B₁C_1.

Из таблицы для X=0,5, определяем величины Cr:

если L/Dn=0,4, то Cr= 0,573;

если L/Dn=0,5, то Cr= 0,819,

тогда Cr₂= 0,573+= 0,573+= 0,787.

Определяем относительный эксцентриситет X для нашего случая: L/Dn=0,49 и Сr= 0,598,

если Cr₁= 0,598, то Х= 0,65; если Cr₂= 0,787, то Х= 0,7.

Из подобия треугольников ABC и A₁B₁C₁ имеем:

X= 0,3+= 0,65+= 0,694.

Определяем толщину масляного слоя h в месте наибольшего сближения поверхностей отверстия вкладыша подшипника скольжения и вала при найденном диаметральном зазоре: h=(Sр/2)·(1-X)= (663/2)·(1-0,693)= 101 мкм.

Допускаемая минимальная толщина масляного слоя [h_min]:

[h_min]= Kжт·(R_ZD+R_Zd+Yд),

где Kжт=2 мкм - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя;

Yд = 2 мкм - добавка, учитывающая отклонение фактических значений нагрузки, скорости, температуры от расчетных, а также механические отклонения в масле.

Тогда [h_min]= 2·(3,2+3,2+2)= 17 мкм.

Для обеспечения жидкостного трения необходимо соблюдение условия: h [h_min]. В нашем случае: h= 23 мкм [h_min]= 17 мкм, т.е. условие жидкостного трения выполняется.

Определяем минимальный зазор [Smin] в подшипнике, при котором толщина масляного слоя равна минимальной допускаемой величине [h_min]:



[Smin]= 2·[h_min]/(1-X)= 2·17/(1-0,694)=111 мкм.

Подбираем посадку. Условия подбора посадки:

1) Smin [Smin], в нашем случае: [Smin]= 111 мкм;

2) Sm Sр, в нашем случае: Sр =663 мкм,

где Sm- средний диаметральный зазор посадки: Sm= (Smax+Smin)/2.

Этим условиям наиболее близко соответствует посадка 390 H11/d11 с зазорами Smin=210 мкм, Sm=663 мкм, Smax=930 мкм.

3. Расчет допусков и посадок шпоночных соединений

цилиндрический подшипник шпоночный

Исходные данные

- диаметр вала - 108 мм; - шпонка - призматическая;

- назначение: для массового автотракторного производства;

Решение

Выбираем размеры шпонки, пазов вала и втулки:

а) размер шпонки: bЧh= 28Ч16 мм; l = 200;

б) размер паза вала: t₁= 10 мм, d-t₁= 108-10 = 98 мм;

в) размер паза втулки: t₂= 6,4 мм, d+t₂= 108+6,4 = 114,4 мм.

Выбираем предельные отклонения по размеру b для шпоночного соединения серийного и массового производства:

а) ширина шпонки: b= 28h9 = 28_-0,052 мм;

б) ширина паза вала: b= 28N9 = 28_-0,052 мм;

в) ширина паза втулки: b= 28Js9 = 28±0,026 мм.

Определяем предельные размеры шпонки, паза вала и паза втулки

b:

а) шпонка: b_max=28,000 мм, b_min= 27,948 мм;

б) паз вала: b_max= 28,000 мм, b_min= 27,948 мм;

в) паз втулки: b_max= 28,026 мм, b_min= 27,974 мм.

Определяем предельные зазоры и натяги в сопряжениях:

а) паз вала-шпонка: S_max=28-27,948 = 0,052 мм,

N_max=28-27,948 = 0,052 мм;

б) паз втулки-шпонка: S_max=28,026-27,948 = 0,078 мм,

N_max=28-27,974 = 0,026 мм.

Выбираем поля допусков и предельные отклонения несопрягаемых размеров соединения с призматическими шпонками:

а) высота шпонки: h= 16 h11 = 16_-0,011 мм;

б) глубина паза вала: t₁= 10^+0,2 мм, d-t₁= 98_-0,2 мм;

в) глубина паза втулки: t₂= 6,4^+0,2 мм, d+t₂= 114,4^+0,2 мм;

г) длина паза вала: L = 200 H15 = 200^+1,85 мм;

д) длина шпонки: l = 200 h14 = 200_-1,15 мм.

4. Расчет и выбор посадок деталей под подшипники качения

Исходные данные

- шарикоподшипник N 305;

- радиальная нагрузка R= 1570 Н;

- вид нагружения колец подшипника:

- внутреннего кольца - циркуляционное,

- наружного кольца - колебательное;

- вал сплошной стальной, корпус чугунный неразъемный;

- перегрузка подшипника до 150, умеренные толчки и вибрация.

Решение

Определяем основные посадочные размеры подшипника N 203:

- диаметр внутреннего кольца d= 25 мм;

- диаметр наружного кольца D= 62 мм;

- ширина В= 17 мм;

- радиус закругления фаски r= 2 мм.

Определяем интенсивность нагрузки поверхности вала на внутреннее кольцо:

P_r= k_п·F·F_A·R/[(B-2·r)·10^-3]=1·1·1·1570/[(17-2·2)·10^-3]= 12,1·10³ Па= 121 кПа,

где k_n- динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при спокойной нагрузке k_n=1);

F - коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга (при сплошном вале F=1);

F_A- коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов в конических подшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки на опору (при отсутствии осевой нагрузки F_A=1).

Такой интенсивности для циркуляционно нагруженного вала Ш25 мм соответствует допуск j_s6.

Выбираем поле допуска отверстия неразъемного чугунного корпуса под подшипник качения с колебательно нагруженным наружным кольцом 25: К7.

5 Отклонения размеров для колец подшипника N 305 (класс Р0) и сопрягаемых с ними вала и корпуса сводим в таблицу.

Внутреннее кольцо	Вал: jS6	Наружное кольцо	Корпус: К7
25-0,010	250,0065	62-0,013	62

Определяем усилие, необходимое для запрессовки подшипника на вал:

Р_запр.= 10·N_max·f_K· f_l = 10·20·4·7,94 = 6672 Н = 6,672 кН,

где N_max=21 мкм - наибольший натяг между валом и кольцом;

f_K=4 - фактор сопротивления при напрессовке, зависящий от коэффициента трения;

f_l= B· [1-(d/do)²] = 17· [1-(25/34,25)²] = 7,94,

здесь do= d+(D-d)/4 = 25+(62-25)/4 = 34,25 мм.

Строим схему полей допусков на рисунке 4.1, чертим сборочный и подетальные чертежи на рисунке 4.2.

Шероховатости посадочных поверхностей вала и отверстия корпуса: Rаd=1,25 мкм и RаD=1,25 мкм. Допуск цилиндричности посадочных мест валов и отверстий корпусов не должен превышать под подшипники класса точности Р0 - четверти допуска на диаметр посадочной поверхности.

Тогда, допуск цилиндричности для посадочной поверхности вала:

цилиндрический подшипник шпоночный

Tod ? (1/4) ·Td = (1/4) ·16 = 3,25 мкм.

Допуск цилиндричности для посадочной поверхности отверстия:

ToD ? (1/4) ·ТD = (1/4) ·30 = 7,5 мкм.

С учетом рекомендуемых значении цилиндричности назначаем Tod= 3 мкм, ТoD= 6 мкм.

Размещено на Allbest.ru

...