Содержание

Исходные данные

1. Назначение посадок для сопрягаемых размеров..............................................3

2. Назначение и расчет посадок гладкого цилиндрического соединения..........4

3. Выбор средства измерения .................................................................................8

4. Расчет допусков звеньев размерной цепи.........................................................9

5. Расчет предельных размеров и допусков резьбового соединения...............13

6. Определение предельного значения погрешности косвенного измерения16

7. Определить погрешность прямого многократного измерения.....................17

8. Уменьшение погрешностей косвенных измерений.......................................21

Библиографический список..................................................................................24

1. Назначение посадок для сопрягаемых размеров

Для выбора и расчета посадок гладких цилиндрических соединений пользуются методом подобия, то есть устанавливается аналогия конструктивных признаков и эксплуатации проектируемого узла с признаками узлов машин, находящихся в эксплуатации (по справочникам [1, том 1, стр.297-333]) и назначают рекомендуемые поля допусков и посадки по ГОСТ 25346-89.

1) Соединение штифта 1 с полумуфтой 2, по диаметру 10 мм. Используем переходную посадку (тугую),с большей вероятностью натягов ø.

2) Соединение вала 3 с полумуфтой 2, по диаметру 35 мм.

Применяется при высоких требованиях к точности центрирования часто разбираемых деталей ø.

3) Соединение вала шлицевого 4 с втулкой 12, по диаметру 45 мм. Посадка с умеренным натягом, когда не допустимо использование посадок с гарантированным большим натягом из-за пластической деформации тонкостенной втулки ø

4) Соединение крышки 6 с корпусом 7, по диаметру 80 мм.

Применяется при высоких требованиях к точности чентрирования часто разбираемых деталей, в данном случае центрирующие корпуса под подшипники качения в станках ø.

5) Соединение вала 3 с гайкой 11, по диаметру 32 мм.

Резьбовое соединение М32-1,5-6H/6g – расчетная предпочтительная посадка, для данного соединения. От самооткручивания защищает вторая гайка.

6) Соединение корпуса 7 с винтом 8, по диаметру 8 мм.

Резьбовое соединение М8-1,0-6H/6g – предпочтительная посадка, для данного соединения.

2. Расчет и выбор посадки с зазором

Выбрать посадку для втулки 12 и вала 3, работающей с числом оборотов n = 1190 об/мин и радиальной нагрузкой F_r = 870 H. Диаметр втулки d = 35 мм, длина l = 25 мм; смазка – масло Турбинное 57.

1. Определяем величину среднего давления p для расчета предельных функциональных зазоров:

где F_r – радиальная нагрузка, Н;

l – длина соединения, мм;

d – диаметр посадочной поверхности, мм;

2. Подсчитываем толщину масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостное трение.

Принимаем K_Ж.Т. = 2; R_a1 = 0,4(мкм); R_a2 = 0,8 (мкм); = 2 (мкм).

3. Определяем наименьший функциональный зазор S_minF. Для наименьшего зазора принимается t_раб = 70⁰ C, при этом

μ₁ = μ_50∙(50/t)ⁿ = 0,02∙ (50/70)^2,8 = 0,008 Па·С;

где µ - по табл 3. стр 11 [6]; n - по табл 4.стр 12[6]; угловая скорость рад/с;

k = 0,880 по табл 1; m = 0,880 по табл 1[6]

)

4. По величине S_minF выбирается посадка. Ближайшей будет посадка

Ø35

с S_min = 25 (мкм).

Рисунок 1- Схема полей допусков

5. Для определения величины относительного эксцентриситета подсчитывается коэффициент нагруженности :

По табл. 1.100 [1] при l/d=0,7 и С_R=11,373 определяют методом интерполяции, величину относительного эксцентриситета χ=0,926≥0,4. Условие по Smin выполняется.

6. Наименьшая толщина масляного слоя при этом

7. Запас прочности по толщине масляного слоя:

Расчет показывает, что посадка по наименьшему зазору выбрана не правильно, т.к при S_min.=25 мкм не обеспечивается жидкостное трение и не создается запас надежности по толщине масляного слоя. Следовательно, необходимо подобрать другую посадку.

Ø35

с S_min = 80 (мкм).

8. Для определения величины относительного эксцентриситета подсчитывается коэффициент нагруженности:

По табл. 1.100 [1] при l/d=0,7 и С_R=1,164 определяют методом интерполяции, величину относительного эксцентриситета χ=0,612≥0,4. Условие по Smin выполняется.

9. Наименьшая толщина масляного слоя при этом:

10. Запас прочности по толщине масляного слоя:

Расчет показывает, что посадка по наименьшему зазору выбрана правильно, т.к при S_min.=80 мкм обеспечивается жидкостное трение и создается запас надежности по толщине масляного слоя.

11. Определяется величина наибольшего функционального зазора S_maxF.

12. Коэффициент нагруженности подшипника:

13. По табл. 2 при l/d = 0,7 и C_R = 14,9 величина относительного эксцентриситета χ 0,957.

14. Наименьшая толщина масляного слоя при S_maxF:

15. Запас надежности по толщине масляного слоя при этом:

Таким образом, при S_maxF = 1811 мкм не обеспечивается жидкостное трение. Но учитывая, что эксплуатационные зазоры стремятся в центр группирования, можно принять данную посадку.