1.2.4 Допуски и посадки подшипников качения на вал и корпус

Для колец заданного подшипника назначить посадки на вал и в корпус. Расшифровать условное обозначение подшипника. Построить схемы полей до­пусков. Вычертить эскизы подшипникового узла и посадочных поверхностей вала и корпуса под подшипник.

Таблица 1.9

Карта исходных данных для подшипников качения

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Условное обозначение подшипника	1806608
Номер позиции по чертежу	2
Радиальная нагрузка R, кН	38,0
Режим работы подшипника, допустимые перегрузки, в %	300 %
Вращающаяся деталь	вал
Конструкция вала (по чертежу)	сплошной
Конструкция корпуса (по чертежу)	сплошной

Расшифровать условное обозначение подшипника

Условное обозначение подшипника –1806608 подшипник шариковый однорядный радиально-упорный по ГОСТ 8338.

Расшифровка условного обозначения:

код внутреннего диаметра 08;

серия по наружному диаметру 6;

тип подшипника 6;

конструктивное исполнение 80;

серия по ширине 1;

класс точности 0.

Конструктивные размеры подшипника

Определяем параметры подшипника: [1, табл. 4.3]. Внутренний диаметр подшипника d= 40 мм. Наружный диаметр подшипника D = 90 мм. Ширина подшипника В = 33 мм. Радиусы закруглений r=2,5 мм.

Рисунок 1.11 – Эскиз подшипника 8882

По ГОСТ 520 определим отклонения внутреннего и наружного колец подшипника: [1, табл. 4.9] для нулевого класса:

L0 = L_D = Δd_mp = мкм;

l0 = l_D = ΔD_mp = мкм.

Определить вид нагружения колец

Вращающаяся деталь – вал, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционную нагрузку, наружное кольцо испытывает местное нагружение.

Расчет интенсивности радиальной нагрузки

Вращающееся кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения, что требует обеспечения неподвижного соединения с сопрягаемой деталью. Величина минимального натяга зависит от интенсивности радиальной нагрузки, определяемой по формуле:

,

где Р – интенсивность радиальной нагрузки, кН/м;

R – радиальная нагрузка на подшипник, кН;

В – ширина подшипника, мм;

r и r₁ – радиусы закруглений внутреннего кольца подшипника, мм;

К₁ – динамический коэффициент посадки, зависящий от допустимой перегрузки, К₁ = 1,8 при перегрузке до 300 %;

К₂ – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при пониженной жесткости вала или корпуса. Для жесткой конструкции К₂ = 1 [1, табл. 4.10];

К₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двурядных роликоподшипниках и сдвоенных шарикоподшипниках при наличии осевой нагрузки на опору, для однорядных подшипников К₃ = 1 [1, табл.4.11]:

Выбор полей допусков

Для циркуляционно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, интенсивности радиальной нагрузки и класса точности [1,табл. 4.12] .Посадка для внутреннего кольца подшипника:

Ø 40 .

Для местно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, класса точности и величины перегрузки [1,табл. 4.13]. Посадка для наружного кольца подшипника

Ø 90 .

Определить предельные размеры

Внутреннее кольцо подшипника:

D_max = D + ES = 40 + 0 = 40 мм;

D_min = D + EI = 40 + (-0,012) = 39,988 мм;

Вал:

d_max = d + es = 40 + 0,0033 = 40,033 мм;

d_min = d + ei= 40 + 0,017= 40,017 мм;

Максимальный натяг: N_max = d_max – D_min =40,033– 39,988 = 0,045 мм.

Минимальный натяг: N_min = d_min – D_max = 40,017 –40 = 0,017 мм.

Средний натяг:

N_m = (N_max – N_min)/2 = (0,045 – 0,017)/2 = 0,031 мм

Отверстие корпуса:

D_max = D + ES = 90 + 0,011 = 90,011 мм;

D_min = D + EI = 90 + 0,011 = 89,989 мм;

Наружное кольцо подшипника:

d_max = d + es = 90 + 0 = 90 мм;

d_min = d + ei = 90 + (-0,015) = 89,985 мм;

Максимальный зазор: S_max = D_max – d_min = 90,011 – 89,985 = 0,026 мм.

Максимальный натяг: N_max = d_max – D_min = 90 – 89,989 = 0,011 мм.

Средний зазор:

S_m = (S_max + N_max)/2 = (0,026 + 0,011)/2 = 0,0075 мм

Построим схему расположения полей допусков.

Рисунок 1.12 – Схема расположения полей допусков внутреннего кольца подшипника и вала

Рисунок 1.13 – Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника и корпуса

Технические требования на рабочие поверхности вала и корпуса Методом подобия назначаем параметры шероховатости поверхностей сопря­гаемых деталей [1, табл. 2.3]: для вала, отверстия в корпусе Ra= 0,8 мкм, для торцов заплечи­ков Ra= 1,6 мкм

Допуски формы и расположения посадочных поверхностей валов и отвер­стий корпусов установлены ГОСТ 3325 и приводятся в [1, табл. 4.15]. Допуски круглости и профиля продольного сечения:

- для вала Tф= 4 мкм;

- для отверстия: Tф= 9 мкм.

Допуск торцового биения заплечиков:

- вала: Тб = 16 мкм;

- отверстия Тб = 35 мкм.

Размеры заплечиков и канавок определены ГОСТ 20226 и зависят от ради­уса закругления торца подшипника [1, табл. 4.14]. При радиусе 2 мм определим: высоту заплечика – 3,5 мм; глубину канавки - 0,3 мм; ширину канавки на валу - 2,4 мм; ширину канавки в корпусе – 3,0 мм.

Рабочие чертежи вала и корпуса представлены на рис. 1.14 и рис.1.15, а сборочный чертеж узла с подшипником на рис.1.16.

2,4

0,004

0,8

1,6

0,016

3,2

19

3×45º

Рисунок 1.14 – Рабочий чертеж вала

3

2×45º

0,8

0,0075

Рисунок 2.15 – Рабочий чертеж корпуса

Рисунок 1.16 – Сборочный чертеж узла с подшипником: 1) вал, 2) подшипник, 3) корпус, 4) крышка

1.2.5 Допуски размеров, входящих в размерные цепи

На рис. 1.1 между крышкой 8 и подшипником 10 предусматривается тепловой зазор, величина которого обеспечивается расчетом размерной цепи.

Таблица 1.10

Карта исходных данных по расчету размерной цепи

Обозначения	Наименования	Размеры, мм
A1 = A5	Высота буртиков крышек	6
A2 = A4	Толщина прокладок	2
A3	Размер корпуса	216
A6 = A8	Монтажная высота подшипников	23,75-0,25
A7	Длина шлицевой части ступени вала	160
A∆ max	Максимальный зазор	3
A∆ min	Максимальный натяг	1

Составим схему размерной цепи (рисунок 1.17), методом замкнутого векторного потока

Рисунок 1.17 – Схема размерной цепи

Размерная цепь состоит из m=10 звеньев, включая и замыкающее звено

; ; – увеличивающие звенья, n = 3

; ; ; ; ; – уменьшающие звенья, p = 8, из них

k = 3 – стандартные звенья.

m = n + p +1 = 9.

Рассчитаем номинальный размер, допуск и предельные отклонения замыкающего звена:

( + + ) – ( + + + + ) =

= (2 + 216 + 2) – (6 + 6 + 23,75 + 160 + 23,75 ) = 0,5 мм,

T_Δ = A_{∆ max} – A_{∆ min} = 3 – 1 = 2 мм,

ES_Δ = A_{∆ max} – A_∆ = 3 – 0,5 = 3,5 мм,

EI_Δ = A_{∆ min} – A_∆ = 1 – 0,5 = 0,5 мм,

Замыкающее звено имеет вид – A_∆ = 0,5 .

Определим средний квалитет размерной цепи по среднему числу единиц допуска, приходящемуся на одно звено, включая стандартные (подшипники):

a_m=

Назначаем квалитет по расчётному значению а_m [1, табл. 1.1]: принимаем 12 квалитет, (а_m = 160).

Найдем стандартные поля допусков по назначенным квалитетам для каждо­го размера. Основные отклонений следует назначать так, чтобы допуск был направлен «в тело» детали, то есть в зависимости от вида поверхности (разме­ра): охватываемый, охватывающий, остальные. Таким образом назначаем ос­новные отклонения для размеров ; ; ; как на основной

вал (h) и поле допуска h12, а на размеры ; как на остальные (j_s) и поле допуска j_s12. Результаты расчётов сводим в табл. 2.10.

Согласовать расчетное поле допуска с заданным

Определить расчётное поле допуска замыкающего звена:

(0,12+0,12+0,1+0,1+0,46+0,4+0,25+0,25) =1,8.

Необходимо обеспечить выполнение условия: расчетный допуск замыкаю­щего звена должен быть меньше или равен заданному допуску замыкающего звена. Если условие не выполняется, то требуется изменить точность одного или двух размеров, изменив квалитет.

По расчету получилось: ω_∆< T_∆ , т.е. 1,8 < 2. Разность ω_∆ – T_∆ = 0,2.

Для более точного согласования допусков изменим квалитеты звеньев с 12-го на 13-ый. Разница допусков при этом составит:

Для звена : IT12 – IT13 = 120 - 180 = 60 мкм.

Таким образом, ω’_∆ = 1,86 ≈ 2.

Проверим соответствие предельных отклонений размеров составляющих звеньев требованиям замыкающего звена

(0 + 0+ 0) – ((-0,09) + (- 0,09) + (– 0,25) + ( – 0,4) + (– 0,25)) = 1,08 мм,

((- 0,1) + ( – 0,46) + ( – 0,1)) – (0.09 + 0,09 + 0,25 + 0 + 0,25 ) = = -1,34 мм.

Из сравнения видно, что нижнее отклонение замыкающего звена A_∆ = 0,5 , соответствует заданному A_∆ = 0,5 , а верхнее не соответствует. Для согласования предельных отклонений необходимо решить обратную задачу. Для этого нужно в формулу для верхнего предельного отклонения подставить требуемое значение и определить новое верхнее предельное отклонение одного из составляющих звеньев, выбранного в качестве согласующего.

Возьмем для этой цели звено , которое является уменьшающим.

Выполним пересчет верхнего отклонения звена :

+2,5 = (0 + 0 + 0) – (-(0,09) + EI_A5 + ( - 0,25) + ( – 0,4) +

( – 0,25)) = 1,94 мм,

EI_A5 = -1,51

+0,5 = ((-0,1 + (-0,46) + (-0,1)) – (0,09 + ES_A5 + 0,25 + 0 + 0,25)

ES_A5 = -1,75

Таким образом, для звена устанавливаем нестандартное поле допуска = 0,5 . Результаты поэтапных и окончательных расчетов сводим в таблицу 1.10.

Таблица 1.10