1.2.1. Расчёт натяга 

    Определение значения минимального расчётного натяга (мм), при одновременном действии осевой силы :

     ,

где - коэффициент трения при распрессовке: = 0,4 (т.к. в данном случае и вал и втулка сделаны из одного материала Сталь, и метод сборки под прессом со смазкой); Мпа – коэффициенты модуля упругости материала ( Сталь углеродистая); - коэффициенты Ляме.

    Коэффициенты  Ляме находятся по следующим формулам:

                           

где - коэффициенты Пуассона.

    

                

    Находим : 

    

 мм.

    Определим значение максимального расчётного натяга (мм):

, где в качестве  наименьшее из и .

    Допускаемое напряжение на контактной поверхности вала:

    

 МПа,

где - предел текучести материала вала.

    

 МПа,

где - предел текучести материала втулки.

    Значит:       МПа.

    

 мм.

    Определяем  значение функциональных натягов  и , принимаемых в качестве предельно допустимых (мм):

             ;                       ,

где - поправка, учитывающая смятие неровностей контактной поверхностей деталей при образовании соединения.

 мм.

     - поправка, учитывающая различие  рабочей температуры деталей и и температуры помещения при сборке , различие коэффициентов линейного расширения материалов соединяемых деталей и :

    

,

где (Сталь углеродистая); - разности между рабочей температурой соответственно вала и втулки и температурой рабочего пространства при сборке . 

    Находим разности температур:

    

;

    

.

    Вычисляем поправку :

    

.

    Поправка  - коэффициент увеличения давления у торцов втулки.

                        ;                            .

    Из  графика  мм.

    Находим значения функциональных натягов:

      мм;

      мм. 
 
 

    1.2.3. Выбор посадки 

    Так как результаты, рассчитанные в ручную, приблизительно равны результатам, рассчитанным на ЭВМ, выбираем по ГОСТ 25347-82 посадку, для которой выполняются неравенства: и .

    Это посадка Ø40H8/z8

    Найдем  максимальный и минимальный допуски  натяга:

      мм;

      мм.

    Проверяем условие работоспособности соединения:

1.

   

  

   

где и – соответственно максимальный и минимальный функциональные натяги.

2. Запас прочности на эксплуатацию:

    ,

где - допуск функционального натяга.

     мм;

     мм;

     .

3. Запас прочности на сборку:

      мм;

      мм.

      Все условия прочности выполняются.  Строим схему полей допусков  посадки Ø40H8/z8 (рис. 4). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рис. 4. Схема расположения полей допусков  посадки с натягом Ø40H8/z8 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

1.3. РАСЧЁТ ПОСАДОК ПОДШИПНИКА КАЧЕНИЯ

    Исходные данные для расчета и выбора посадок в корпус и на вал подшипника качения с диаметром отверстия внутреннего кольца d, диаметром наружной поверхности наружного кольца D и шириной внутреннего кольца В приведены в табл. 2.

 

2. Исходные данные к заданию

«Расчет и выбор посадок подшипников  качения» 

 
 

По источнику [4] определим геометрические параметры подшипника 204:   d=20 мм, D=47 мм, B=14 мм.

    Определим по [3] предельные отклонения средних диаметров и :

 и  .

    Определим вид нагружения внутреннего и  наружного колец подшипника.

    Так как вращается наружное кольцо подшипника, при этом нагрузка, действующая на подшипниковый узел, постоянна по величине и направлению, наружное кольцо подшипника будет испытывает циркуляционное нагружение, а внутреннее – местное.

Определим интенсивность нагружения подшипникового узла , для чего по зависимости определим динамическую эквивалентную нагрузку . Так как наружное кольцо подшипника вращается, а осевая нагрузка ; , 2; ; :

                                     .

    Динамическая  грузоподъёмность подшипника 204 . Тогда

                                             .

    Определим режим работы подшипникового узла. При режим работы – нормальный.

    Выбираем  посадку подшипника на вал. При местном  нагружении внутреннего кольца подшипника с диаметром d=20 мм и нормальном режиме работы – это посадка Ø20L0/g6.

    Выбираем  посадку подшипника в корпус. При циркуляционном нагружении наружного кольца подшипника и нормальном режиме работы – это посадка Ø47K7/l0.

    Строим  схему полей допусков посадок  подшипника на вал и в корпус (рис. 5).

    Устанавливаем требования к точности поверхностей вала и отверстия корпуса, сопрягаемых с подшипником.

    Точность  размеров этих поверхностей определена назначенными посадками: вал – Ø20L0/g6, отверстие – Ø47K7/l0.

    Точность  взаимного расположения поверхностей вала и корпуса характеризуют  допуски торцового биения заплечиков относительно базовых осей: для вала – 0,021 мм, для корпуса – 0,039 мм. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Рис. 5. Схема полей допусков посадок подшипника на вал и в корпус 

    Точность  формы цилиндрических поверхностей вала и корпуса определяют допуски  круглости и профиля продольного сечения: для вала – 0,0035мм, для отверстия – 0,006 мм. Точность формы торцовых поверхностей, а именно допуск плоскостности этих поверхностей, задана косвенно допуском торцового биения: для вала – 0,021 мм, для корпуса – 0,039 мм.

    Шероховатость : для вала – 0,8; для отверстия корпуса – 0,8; для опорных торцовых заплечиков – 1,6.

    Показываем  вышеперечисленные требования на чертеже (рис. 6). 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

       Рис. 6. Требования к точности поверхностей вала и отверстия корпуса