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

1. По условию примера задана переходная посадка в системе отверстия.

2. По ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) (1) определим предельные отклонения отверстия и вала:

3. Вычислим предельные размеры отверстия и вала:

4. Определим величину допуска отверстия и вала:

5. Найдем величину наибольшего предельного зазора, натяга и допуска посадки:

или

6. 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 .

7. Представим схему расположения полей допусков отверстия и вала (рис.1), а также чертежи отдельных деталей и сборочный чертеж соединения (рис.2).

8. 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.

   0. По ГОСТ 24853-81 (СТ СЭВ 157-75) (1) определим числовые значения величин, необходимых для расчета калибров:

1. Для калибр-пробки:

2. Для калибр-скобы:

0. В соответствии с вышеприведенными формулами определяем предельные размеры калибров:

1. Калибр-пробка:

2. Калибр-скоба:

0. Определим исполнительные размеры калибров:

1. Калибр-пробка:

2. Калибр-скоба:

9. 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 R_Z1=1.0 мкм; цапфа стальная закаленная (сталь 45, R_Z2=0.8 мкм). Для смазывания подшипника применяется индустриальное масло И-20, имеющее при t =50 ⁰C динамическую вязкость =0,016 Пас.

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 S_maxF. 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)