Расчет посадок подшипников качения вала цепного транспортера (стр. 3 из 5)
Исполнительный размер калибра-пробки
Исполнительный размер калибра-скобы
6 Расчёт и выбор посадки с зазором
Исходные данные:
Номинальный диаметр сопряжения d=60 мм;
Длина сопряжения l=40 мм;
Угловая скорость вращения n=1000 об/мин;
Нагрузка на опору R=2 Кн;
Марка смазочного масла: индустриальное 30
Шероховатость поверхности втулки RzD=3,2 мкм; вала Rzd=1,6 мкм
Материал втулки – чугун, вала – сталь 30.
6.1 Рассчитываем угловую скорость:
(6.1),где n – угловая скорость вращения
[рад/с]6.2 Определяем среднее удельное давление:
(6.2),где R – нагрузка на опору
[Н/м2]6.3 Устанавливаем допустимую минимальную толщину маслянистого слоя – h:
(6.3),где RzD и Rzd – соответственно шероховатость втулки и вала.
[мм]6.4 В соответствии с заданием определяем вязкость масла [1,табл. 1.3]:
[Па·с] 
(6.4),где tп=500С – температура нагрева подшипника в масле
[Па·с]6.5 Определяем функциональный комплекс:
(6.5) 
6.6 По графику [1, рис. 1.1] определяем относительные эксцентриситеты:
и 
6.7 Рассчитываем минимальный допустимый зазор:
(6.6),где
- относительный эксцентриситет при Smin. 
[м] 
(6.7) 
[м],где
вычисляется по таблице [1, табл. 1.6] в зависимости от эксцентриситета и отношения l/d.6.8 Определяем температурное изменение зазора:
(6.8),Где a1 и a2 – соответственно коэффициент линейного расширения материала вала и втулки
[м]6.9 Рассчитываем минимальный действующий зазор:
(6.9) 
[м]6.10 Рассчитываем максимальный допустимый зазор:
(6.10),Где
- относительный эксцентриситет при Smax. 
[м]6.11 Рассчитываем максимальный действующий зазор:
(6.11) 
[м] 
[мм] и 
[мм]По таблицам ГОСТ 25347 – 82 [3] выбираем предельные зазоры:
Для
[мкм] и 
[мкм] выбираем посадку в системе отверстия H8/h7.Строим выбранную посадку:
7 Расчёт и выбор посадки с натягом
Исходные данные:
Номинальный диаметр сопряжения D=100 мм;
Наружный диаметр втулки D2=250 мм;
Длина сопряжения L=160 мм;
Передаваемый крутящий момент Mкр=4500 Н·м;
Материал втулки и вала – сталь 30;
Диаметр осевого отверстия D1=0 мм; осевое усилие P=0.
Шероховатость поверхности втулки RzD=10 мкм, Rzd=6,3 мкм
7.1 Определяем величину удельного контакта эксплуатационного Pз между поверхностями сопряжения вала и втулки:
(7.1),где d – номинальный диаметр сопряжения,
– длина сопряжения, 
- коэффициент трения при запрессовке. 
[Па]7.2 По графику деформаций [1, рис. 2.1] и величинам Pэ/sт; d1/d2 и d/d2 определяем характер деформирования отверстия и вала, вызванный удельным давлением:
(7.3)По графику [1, рис. 2.1], учитывая отношения (7.3), делаем вывод что характер деформирования отверстия и вала, - упругий.
7.3 По графику деформаций [1, рис. 2.1] определяем наибольшее допустимое значение
на границе допустимой зоны деформирования (кривая «а» или «б») и рассчитываем значение 
:Наибольшее допустимое значение
- кривая «а».По графику [1, рис. 2.1] определяем, что
. 
[Па] – предел текучести материала. 
[Па] 
7.4 По графику [1, рис. 2.1] находим значение коэффициента неравномерности распределения удельного давления æ, затем рассчитываем наибольшее (для этого коэффициента) значение удельного давления Pнб доп:
æ=0,95
PНБДОП = PНБ· æ(7.4)
PНБДОП =0,88·108·0,95=0,83 [Па]
7.5 Определяем коэффициенты формы отверстия и вала
CA =
(7.5)CВ =
(7.6),где
- коэффициент Пуассона [1, табл. 2.2].CA =
=0,58CВ =
=0,37.6 Рассчитываем величину натягов:
Nmin = Рэ
(7.7),где EA=EB=2·1011 Па – модуль упругости стали.
Nmin = 2.2·107
[мм] или 1 [мкм]Nmax = Pнб.доп
(7.8)Nmax = 0,83·108
=0,036 [мм] или 36 [мкм]7.7 Рассчитываем поправку на смятие микронеровностей сопрягаемых поверхностей и находим расчетные величины натягов для выбора посадки:
(7.9),где К1 и К2 коэффициенты, учитывающие поправку на смятие микронеровностей.
Определяем по таблице [1, табл. 2.4]коэффициенты K1 и K2:
K1=K2=0,25
[мкм] или 0,008 [мм]Nminр = Nmin + ΔШ(7.10)
Nminр = 0,001 + 0,008=0,009 [мм]
Nmaxр = Nmax + ΔШ(7.11)
Nmaxр = 0,036 + 0,008=0,044 [мм]
7.8 Проверяем выполнение условий и выбираем стандартную посадку:
Nmaxр 
Nmax – условие выполнено
0,044 мм>0,036 мм
Nminр Nmin – условие выполнено
0,009 мм>0,001 мм