Кафедра ТАМП
Курсовая работа
По дисциплине «Метрологии, стандартизации и сертификации»
Вариант № 34
Выполнил студент гр. 4а22:
Кнор Э. В.
Проверил: доц., канд.техн.наук
Червач Ю. Б.
Томск. 2004г.
СОДЕРЖАНИЕ:
1. Варианты заданий и задач к курсовой работе [стр.3]
2. Расчет и выбор посадок с гарантированным зазором [стр.4]
2.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.4]
2.2. Практическое решение задачи [стр.4]
3. Расчет и выбор посадок с натягом [стр.7]
3.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.7]
3.2. Практическое решение задачи [стр.8]
4. Расчет исполнительных размеров калибров [стр.11]
4.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.11]
4.2. Практическое решение задачи [стр.12]
5. Расчет и выбор посадок подшипников качения [стр.14]
5.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.14]
5.2. Практическое решение задачи [стр.14]
6. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи [стр.17]
6.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.17]
6.2. Практическое решение задачи [стр.17]
7. Резьбовые соединения [стр.20]
7.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.20]
7.2. Практическое решение задачи [стр.20]
8. Шлицевые соединения [стр.23]
8.1. Исходные данные и требования к решению задачи [стр.23]
8.2. Практическое решение задачи [стр.23]
9. Список литературы [стр.25]
Варианты заданий и задач к курсовой работе
| Вариант заданий | Номера задач | ||||||
| 3* | |||||||
| Варианты задач | |||||||
*Исходные данные к решению третьей задачи принимаются по тексту ее решения.
|
|
РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДОК С ГАРАНТИРОВАННЫМ ЗАЗОРОМ
Исходные данные и требования к решению задачи
Рассчитать, выбрать посадку и построить схему расположения полей допусков из системы ИСО (ISO) для гидродинамических подшипников скольжения при исходных данных, представленных в табл. 2.1.
Табл. № 2.1
| № п/п | Номинальный диаметр соединения подшипника, d, мм | Длина соединения подшипника l, мм | Частота вращения цапфы n, об/мин | Радиальная нагрузка R, кН | Масло (смазочный материал) | 
(вкладыш), мкм
| 
(цапфа), мкм
|
| Турбинное 46 | 1,25 | 2.0 |
! Примечание: Во всех задачах подшипник разъемный половинный, материал цапфы и вкладыша выбирать различным.
Практическое решение задачи
К соединениям с гарантированным зазором типа подшипников скольжения предъявляются требования минимального трения и износа сопрягающихся деталей, что достигается при работе в режиме жидкостного трения [1]. Жидкостное трение в узлах трения создается тогда, когда при определенных конструктивных и эксплуатационных факторах смазочное масло увлекается вращающейся цапфой и возникает гидродинамическое давление, превышающее нагрузку на опору и стремящееся расклинить поверхности цапфы и вкладыша. При определенной частоте вращения вала создается равновесие гидродинамического давления и сил, действующих на опору. Положение вала в состоянии динамического равновесия будет определяться абсолютным 
и относительным 
эксцентриситетами (рис.2.1).
|
|
Рис 2.1. Схема посадки с зазором
Поверхности цапфы и вкладыша подшипника при этом разделены переменным зазором, равным hmin в месте их наибольшего сближения и h max =S-h min на диаметрально противоположной стороне. Наименьшая толщина масляного слоя h min связана с 
зависимостью
. (2.1)
Для обеспечения жидкостного трения необходимо, чтобы микронеровности цапфы и вкладыша подшипника не зацеплялись, т.е. чтобы слой смазки не имел разрывов. Это достигается при толщине масляного слоя в самом узком месте
(2.2)
где hж.т - толщина масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостное трение;
, 
- высоты неровностей поверхностей вкладыша подшипника и цапфы вала;
, 
- величины, учитывающие влияние погрешностей формы и расположения поверхностей цапфы и вкладыша;
- величина, учитывающая влияние изгиба вала и других деформаций деталей подшипникового узла;
- добавка, учитывающая отклонения нагрузки, скорости и температуры от расчетных, а также механические включения в масле и другие неучтенные факторы. В большинстве случаев принимается в размере 2 мкм.
Для упрощения расчета формулу (2.2) иногда заменяют следующей:
(2.3)
где 
- коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (
).
Одновременно с обеспечением жидкостного трения необходимо, чтобы подшипник обладал требуемой несущей способностью, характеризуемой радиальной силой R. Из гидродинамической теории смазки известно, что несущая способность смазочного слоя в подшипнике (при его неразрывности) определяется уравнением [1]:
|
|
, (2.4)
где R - радиальная сила, Н;
- динамическая вязкость смазочного материала, Па×с (значения динамической вязкости при рабочей температуре 50°С приведены в [2] и табл. 2.2)
- угловая скорость, равная 
, рад/с;
l, d - длина подшипника и диаметр цапфы, мм;
- относительный зазор, равный S / d;
- безразмерный коэффициент нагруженности подшипника, зависящий от 
и l / d (значения 
приведены в [2] и табл. 2.3).
Табл. 2.2 Значения динамической вязкости смазочного материала
| Марка масла | Динамическая вязкость при t =50°C, Па×с
| Марка масла | Динамическая вязкость при t =50°C, Па×с
|
| Индустриальное: | Турбинное: | ||
| 0,024-0,030 | 0,040-0,043 |
Табл. 2.3 Коэфициент нагруженности для подшипников с углом охвата 180° (половинный)*
| l / d | Коэффициент нагруженности при относительном эксцентриситете
| |||||||||
| 0,3 | 0,4 | 0,5 | 0,6 | 0,65 | 0,7 | 0,75 | 0,8 | 0,85 | 0,9 | |
| 0,4 | 0,084 | 0,141 | 0,216 | 0,339 | 0,431 | 0,573 | 0,776 | 1,079 | 1,775 | 3,195 |
*Половинные подшипники - подшипники, у которых масляный клин может образовываться на половине окружности.
Установлено, что жидкостное трение создается лишь в определенном диапазоне диаметральных зазоров, ограниченном наименьшим S min F и наибольшим S max F функциональными зазорами.
Если после сборки диаметральный зазор в соединении равен S min F , то после приработки и некоторого времени работы механизма этот зазор достигает величины, соответствующей Sопт. При дальнейшем износе трущихся деталей зазор увеличивается, и когда он будет близок или равен S max F , эксплуатация механизма должна быть прекращена из-за снижения его эксплуатационных показателей и возможности быстрого износа деталей.
Нахождение уравнений для определения предельных функциональных зазоров (S min F , S max F ) производится в соответствии с рекомендациями [1] на базе уравнения (1.4) с введением среднего давления, приходящегося на единицу площади проекции опорной поверхности подшипника 
, и коэффициентов k и m, зависящих от конструкции подшипников [3], (табл. 2.4)
Табл. 2.4 Значение коэффициентов k и m
| l / d | k | m | ||
| Полный подшипник | Половинный подшипник | Полный подшипник | Половинный подшипник | |
| 0,4 | 0,255 | 0,409 | 0,356 | 0,641 |
С учетом всех вышеизложенных положений уравнения для определения S min F и S max F будут иметь следующий вид:
; (2.5)
. (2.6)
В уравнения (2.5) и (2.6) необходимо подставлять те значения динамической вязкости масла 
и 
, которые соответствуют средним температурам смазочного слоя соответственно при S min F и S max F .
В нашем случае с целью упрощения задачи принимаем, что 
= 
.
Для выбора оптимальной посадки наряду с уравнениями (2.1) и (2.3) используется дополнительное условие, что максимальный табличный зазор S max T после введения стандартных полей допусков должен быть примерно равен оптимальному зазору S опт. Согласно алгоритму расчета было установлено: S min F =46мкм, S max F =512 мкм и S опт=79мкм.
По ГОСТ 25347-82 определяем, что ближайшей посадкой для реализации полученных расчетных значений будет посадка
Æ125 
с наименьшим, средним и наибольшим табличными зазорами: S min T =43мкм; S cp. T =83мкм; S max T =123 мкм (рис.2.3).
При этом запас на износ S и составляет: S и=(S max F - S min T )-(TD+Td)=(512-46)-(40+40)=384мкм. Зная величину запаса на износ и скорость изнашивания сопрягаемых деталей, можно определить время надежной работы соединения.
Рис. 2.3. Схема расположения полей допусков к расчету
посадки с зазором (S и - запас на износ)
3. Р асчет посадок с натягом ЭТО!