- •1.Расчет предельных размеров элементов гладкого цилиндрического соединения и калибров
- •Калибр-пробка:
- •Калибр-скоба:
- •2.Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения
- •3.Расчет и выбор посадок с натягом
- •1. Расчёт посадки с натягом существующим методом
- •2. Расчёт посадки с натягом новым методом
- •4.Определение допусков и предельных размеров шпоночного соединения
- •5.Определение допусков и предельных размеров шлицевого соединения
- •6.Выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус
- •7.Расчет сборочных размерных цепей
- •Б) допуск замыкающего звена
- •Расчет размерной цепи методом максимума минимума
- •Сведения о расчете размерной цепи по методу максимума и минимума (способ допусков одного квалитета)
- •8.Определение предельных размеров деталей резьбового соединения
- •Список литературы
- •Содержание
- •Расчет предельных размеров элементов гладкого цилиндрического соединения и калибров………………………………………………………….2
- •Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения…………..4
- •К курсовой работе
1.Расчет предельных размеров элементов гладкого цилиндрического соединения и калибров
Ø90 система вала – посадка с зазором
Ø90 система вала– переходная посадка
Ø90 система вала – посадка с натягом
По условию примера задана переходная посадка в системе отверстия.
По ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) (1) определим предельные отклонения отверстия и вала:
Вычислим предельные размеры отверстия и вала:
Определим величину допуска отверстия и вала:
Найдем величину наибольшего предельного зазора, натяга и допуска посадки:
или
Так как посадка переходная, то определим вероятность получения зазоров и натягов в соединении, а так же вероятные их величины. Для заданной посадки Ø натяг может быть в пределах от 0 до 29 мкм, зазор от 0 до 25 мкм. Допуск посадки составляет 54 мкм. Считаем, что рассеивание размеров отверстия и вала, а также зазоров (натягов) подчиняется закону нормального распределения и допуск деталей равен полю рассеивания, т.е. .
Учитывая принятые условия, получим:
Среднеквадратическое отклонение для распределения зазоров и натягов в соединении определяется по формуле:
N=
При средних значениях размеров отверстия и вала получается натяг 2 (мкм).
Вычислим вероятность того, что значение натяга находится в пределах от 0 до 2 (мкм). Вероятность получения натяга определим с помощью интегральной вероятности Ф(z) – функции Лапласа.
Вероятность получения натягов в соединении: ,вероятность получения зазоров: . Вероятный натяг , вероятный зазор равен .
Представим схему расположения полей допусков отверстия и вала (рис.1), а также чертежи отдельных деталей и сборочный чертеж соединения (рис.2).
Вычислим предельные и исполнительные размеры гладких рабочих калибров для контроля годности отверстия диаметром D = 20 мм и допуском H8, а также вала диаметром d = 20 мм и допуском m7.
По ГОСТ 24853-81 (СТ СЭВ 157-75) (1) определим числовые значения величин, необходимых для расчета калибров:
Для калибр-пробки:
Для калибр-скобы:
В соответствии с вышеприведенными формулами определяем предельные размеры калибров:
Калибр-пробка:
Калибр-скоба:
Определим исполнительные размеры калибров:
Калибр-пробка:
Калибр-скоба:
Представим схему расположения полей допусков калибров для контроля деталей соединения Ø90 (рис.3) и чертежи рабочих калибров (рис.4).
2.Расчет и выбор посадок с зазором в подшипниках скольжения
Подобрать посадку с зазором в системе вала для подшипника с углом охвата 1800 (d=125 мм, l=130 мм), работающего при n=1500 с-1 под нагрузкой R=15 кН. Вкладыш выполнен из цинкового сплава ЦАМ10-5 с шероховатостью поверхности RZ1=1.0 мкм; цапфа стальная закаленная (сталь 45, RZ2=0.8 мкм). Для смазывания подшипника применяется индустриальное масло И-20, имеющее при t =50 0C динамическую вязкость =0,016 Пас.
1. Рассчитаем условие обеспечения жидкостного трения по формуле [1]
.
Числовые значения и принимаем по табл. 2.2 и 2.3 (прил. 2) для 6-го квалитета как сумму двух погрешностей отверстия и вала ( ; ). Или по упрощенной формуле [1]
Приравняв правые части уравнений определим числовое значение коэффициента запаса надежность по толщине масляного слоя k1
25.8 мкм= k1·5.25мкм;
откуда k1=10.32.
2. Определим среднее давление и угловую скорость
3. Определим наименьший функциональный зазор
.
4. Рассчитаем наибольший функциональный зазор
5. По найденной величине выбираем ближайшую посадку с зазором по ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 145-75). Это посадка 90 с зазорами
=120 мкм ; =400 мкм.
В этой посадке обеспечиваются условия
и .
6. Проверим, обеспечивается ли жидкостное трение при наименьшем табличном зазоре этой посадки =120 мкм. Для этого определим:
а) Относительный зазор
.
б) Коэффициент нагруженности подшипника
.
в) относительный эксцентриситет 1 по табл. 2.5 (прил. 2) по методу интерполирования или экстраполирования:
г) Наименьшую толщину масляного слоя в соединении
д) Коэффициент запаса надежности по толщине слоя смазки
Условие жидкостного трения выполнено, так как k2 >k1, т.е. 4.5 >3.58.
7. Проверим, обеспечивается ли жидкостное трение при функциональном наибольшем зазоре SmaxF. Для этого определим:
а) относительный зазор
б) коэффициент загруженности подшипника
в) относительный эксцентриситет 2 по табл. 2.5 (прил. 2):
2 =0,9;
г) наименьшую толщину масляного слоя в соединении
8. Определим коэффициент запаса надежности по толщине слоя смазки:
Так как , т.е. , то условие жидкостного трения выполнено.
9. Определим гарантийный запас на износ и долговечность работы соединения.
Годовой износ обычно составляет от 15 до 120 мкм. Если принять годовой износ изн.г=26,6 мкм, то гарантийный срок службы соединения
10. Представим схему расположения полей допусков посадки 90 (рис. 6)