Курсовая работа по дисциплине: «Метрология, стандартизация и сертификация»

d = 30 мм

d₁ = 0 мм

l = 32 мм

Mкр = 60 Н∙м

d₂ = ∞

^

Материал шестерни - Ст45 (Е=2,06·10¹¹ Па)

Материал втулки - Ст45 (Е=2,06·10¹¹ Па)

^

К расчёту посадки с зазором:

n = 800 об/мин Масло Инд. 30

R = 300 Н t˚ = 38˚

d = 20 мм Материал вала – Ст50

l = 22 мм Материал втулки - БрАЖ-9-4
^

К расчёту переходной посадки:

d = 30 мм

К расчёту посадки подшипника качения:

№_подш. - 160604 d = 20 мм

Класс точности - 0 D = 52 мм

R = 2500 Н B = 15 мм

Перегрузки - 200% r = 2 мм
К расчёту размерной цепи А:

А_Δ = 1 мм

А₃ = 35 мм

А₄ = 25 мм

ТА_Δ = 0,6 мм
^

РАСЧЁТ ПОСАДКИ С НАТЯГОМ (ВТУЛКА-ШЕСТЕРНЯ)

Рис. 1
Определение min натяга в соединении

; .

При нагружении (в нашем случае) крутящим моментом формула для расчёта удельного эксплуатационного давления - р_э - будет выглядеть:

, (1)

где: f – коэффициент трения (сцепления) при распрессовке в момент сдвига,

f = 0,35 из табл.Ш-7 [1, стр. 68];

n – коэффициент запаса прочности, n = 1,5;

E_A, E_B – модули упругости материалов соединяемых деталей (исх. данные);

С_A, С_B – коэффициенты, определяемые по формулам:

, ; (2)

_A, _B – коэффициенты Пуассона

_A =_B = 0,3 , по табл. III – 6 [1,стр. 68].
, ;

тогда с учетом формулы (1):

,

.
Проверка на целостность соединения при N_min

=0,016, =0  из [1, граф.III—11].

Определяем точку С: находиться в I –ой зоне – зоне упругости.
Определение max натяга

,

где χ – коэффициент, зависящий от отношения l/d и выбираемый по графику [1, рис. III-10 стр. 67]: .

Значение σ_Т определим из [1, таб. III-6 стр. 68].

Определим максимальный натяг:



Находим поправки к расчётному натягу с учётом шероховатости:

N_min^р = N_min +Δ_ш, (3)

N_max^р = N_max +Δ_ш,

Δ_ш = 2(k₁R_za + k₂R_zb ), принимаем k₁=k₂= 0,4(табл. III-8 [1, стр. 69,] ) и R_za = R_zb=10 мкм,

Δ_ш = 2(0,4∙2∙10) = 16 мкм,

N_min ^р= 1,66 + 16 = 17,66 мкм

N_max ^р= 56,06 + 16 = 72,06 мкм

Выбор посадки

, где N_ср=

N_{min расч.}  N_{min табл.}, N_{max расч}  N_{max табл.}

TN = 44-22=22 мкм,

TN = 54-20=34 мкм,

Исходя из этих условий выбираем стандартную предпочтительную посадку по СТ СЭВ 144—75 [2, стр.155]: 30



Схема 1

Расположение полей допусков для гладкого цилиндрического соединения с натягом.

^

РАСЧЁТ ПОСАДКИ С ЗАЗОРОМ

Рис. 2.

Следует отметить, что данный расчет ведется не для случая, изображенного на чертеже узла-3, так как в этом случае несколько иные условия работы подшипника, к которым практически трудно применить исходные данные по заданию. Поэтому проведем расчет подшипника для общего случая.
Максимальная толщина масляного слоя обеспечивается при оптимальном зазоре:

S_опт = ψ_опт ∙ d , (4)
^

где: d – номинальный диаметр соединения,

ψ_опт – оптимальный относительный зазор

, (5)

где: p – среднее давление на опору

, (6)

где: R – радиальная нагрузка,

.

n – частота вращения вала;

_t – динамическая вязкость масла при заданной температуре t

,

Масло Инд 30 при t = 50 ^oC [1, таб. III-2 стр. 59]:

кинематическая вязкость ν₅₀ = (27 – 33) ∙10^-6 м²/с,

динамическая вязкость μ₅₀ = (0,024 – 0,030) Па·с.
t – фактическая температура масла,

n=2,5 – показатель степени, зависящий от кинематической вязкости масла ν, определяемый из [1, таб. III-3 стр. 59],

;

К_φе – коэффициент, учитывающий угол охвата и отношение l/d.

Для l/d = 1,1 и угла обхвата 360˚ [1, таб. III-1 стр. 58] К_φе = 1,04.
Подставляя найденные значения в формулы (5) и (4), получим:

,

S_опт = 0,00243 ∙ 20 = 0,0486 мм=48,6 мкм.
Максимально возможная толщина масляного слоя между поверхностями скольжения:

h_max = H_max ∙ d ,

где: H_max – максимально возможная для данного режима относительная толщина масляного слоя

H_max = 0,252 ∙ψ_опт = 0,252 ∙0,00243=0,000612,

h_max= 0,000612∙20 =0,01224 мм=12,24 мкм.
Средний зазор при нормальной температуре (20˚С) для выбора посадки из стандартных полей допусков:

S_cp = S_опт – S_t, (7)

где: S_t = (α_А – α_В )∙(t_п – 20˚)∙d, (8)

где: α_А, α_В – коэффициенты линейного расширения материалов, приведенные в [1, таб. III-4 стр. 59]:

α_А = (17,8± 2)∙10^-6 - для БрАЖ-9-4,

α_В= (12± 1)∙10^-6 - для Ст50;

S_t = (17,8 ∙ 10^-6 – 12 ∙ 10^-6)∙(38 – 20) ∙ 20 = 0,0021 мм=2,1 мкм.

По формуле (7) получаем:

S_cp = 48,6 – 2,1 = 46,5 мкм.
Выбираем из таблиц СТ СЭВ 144 – 75[2, табл.стр.145] посадку.

Для рассматриваемого случая выбирается посадка , у которой:



Коэффициент относительной точности посадки:

.

Действующий зазор с учётом шероховатости и температурных деформаций

. (9)

R_zA , R_zB – высота микронеровностей профиля по десяти точкам отверстия и вала: R_zA=1 – 4мкм, R_zB=1 – 3мкм.

Тогда по формуле (9):

,

.
Определяем действующую толщину масляного слоя при наименьшем и наибольшем зазорах

, (10)

. (11)

ε – относительный эксцентриситет.

Значения ε находим из [1, таб. III – 5, стр. 61] в зависимости от коэффициента нагруженности C_R

• 
  При наименьшем зазоре
  

,

,

;

• 
  При наибольшем зазоре
  

,

,

.
Проверяем условие наличия жидкостного трения по [1, форм. III – 10, стр. 63]

h R_zA + R_zB+++ , где (12)

К_А, К_В – конусность (К=0,125*10^-3),

R_в – радиальное биение (R_в=10мкм).
мкм > мкм.

Таким образом, условие наличия жидкостного трения выполнено.



Схема II

Расположение полей допусков деталей для соединения с зазором.

^

РАСЧЁТ ПЕРЕХОДНОЙ ПОСАДКИ

Для соединения зубчатого колеса 12 с валом 6 целесообразно применить «напряженную посадку», т.к. в этом случае вероятности зазоров и натягов примерно одинаковые. Однако в большинстве случаев из-за влияния отклонений форм зазоры практически не ощущаются, а небольшой натяг достаточен для центрирования деталей. Следует отметить также, что в данном соединении применяется шпонка.

Таким образом, для d_ном = 30 мм выберем посадку[2, табл.стр.161,91] , для которой:

N_max=es-EI=15-0=15 мкм,

N_min=ei-ES=2-21=-19 мкм,



В основном будут зазоры.





Среднее квадратичное отклонение натяга (зазора):

.





Предел интегрирования:

.

Из [1,табл.стр.193] определяем значение

Вероятность натяга:

, (Z < 0),

Процент соединений с натягом:

% .

Вероятность зазора:

, (Z < 0),

Процент соединений с зазором:

%.

Следовательно, при сборке из 10000 соединений приблизительно 3121 будет с натягом, а 6879 – с зазором.

Схема III

Расположение полей допусков деталей с переходной посадкой.