Допуски и посадки шлицевого соединения

Министерство сельского хозяйства РФ

« Великолукская государственная сельскохозяйственная академия »

Кафедра «Эксплуатация и ремонт МТП»

курсовая работа

по дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»

                                                                           Выполнил:

                                                                                студентка 35 а группы                                          

                                                                           Мурашов Е.Н

                                Приняла:

Бескровная Галина Алексеевна

Великие Луки

2011

Содержание    

   Введение                                                                                                     

   Содержание                                                                                                

1 Расчёт и выбор  посадок c натягом                                                       

2 Расчёт и выбор посадок подшипникового сопряжения                        

3 Допуски и посадки шлицевого соединения                                              

4 Размерные цепи                                                                                              

   Список использованной литературы                                                     

Введение

Посадки могут быть выполнены в системе отверстия (CD) или в системе вала (Cd). Обе системы равнозначны и находят применение в машиностроении, но в разной степени. Система отверстия является предпочтительной по ряду причин, одной из которых является уменьшение дорогостоящей номенклатуры инструмента для обработки отверстий.

Выбор посадок определяется их назначением: для передачи крутящих моментов и усилий, для обеспечения герметичности; для центрирования с обеспечением относительной неподвижности или подвижных соединений деталей; с целью установления необходимого зазора для обеспечения жидкостного трения и др.

Следует иметь в виду, что стандартом СТ СЭВ 144-75 установлены ряды полей допусков предпочтительного применения.

Поэтому при выборе допусков и образований посадок следует использовать предпочтительные поля допусков и посадки.

Точность изготовления деталей сопряжений оценивается квалитетами (СТ СЭВ 144-75).

При установлении точности учитывается:

а) требования инструкции; б) технология изготовления и допускаемые отклонения размеров, формы и взаимного положения поверхности детали;    в) условия контроля.

                                      Содержание задания

1. Посадка с зазором Dн = 54мм

R = 1500 H;

n = 2100 мин-1

l = 32 мм

2. Подшипник с d1 = 50

3. Шлицевое соединение с Dз = 50

4. U = 36 0,5 (-0,5)

1 Расчет и выбор посадок гладких цилиндрических сопряжений

              Характер и условия работы подвижных соединений чрезвычайно разнообразны, поэтому для каждого типа таких соединений должна использоваться своя методика расчета. Для наиболее ответственных подвижных соединений машин и механизмов выбор посадок должен производиться на основании расчета.

              1.1 Расчет и выбор посадок с зазором

              По гидродинамической теории смазки соотношение h и S в подшипниках конечной длины определяется формулой:

                            ,              (1.1)                                                                          

где h – толщина масляного слоя в месте наибольшего сближения поверхностей вала и подшипника в рабочем состоянии, м;

S – зазор между валом и подшипником в состоянии покоя, м;

DН – номинальный диаметр соединения, м;

DН =54мм =0,054м;

l – длина подшипника, м;

ω- угловая скорость вала, рад/с.

              Значение угловой скорости определяем по формуле:

                            ,              (1.2)                                                                                                              

где n – частота вращения вала, мин-1;

n =2100 мин-1

              Подставляем значение n в формулу (1.2):

                            ω==3,66  рад/с;

q – среднее удельное давление в подшипнике, Па. Значение q определяем по формуле:

                            q=,              (1.3)

где: R – радиальная нагрузка на цапфу, Н. R=1500Н

                            q==857338,8 Па

Подставляем найденные значения в формулу (1.1),  получаем:

                            hS= =728 мкм2

1.1.1 Определяем наивыгоднейший зазор по формуле:

                            Sнаив.=2,              (1.4)              

              Подставляем значение hS в формулу (1.5) и получаем

                            Sнаив.=2=53,96 мкм

1.1.2 В процессе работы происходит износ поверхностей вала и отверстия, в результате чего зазор увеличивается. Поэтому целесообразно первоначально зазор уменьшить на сумму высот шероховатостей вала и отверстия. Расчетный зазор, по которому следует выбирать посадку, определяется из выражения:

                            Sрасч=Sнаив-2(RzD+Rzd),              (1.5)                                                                                      

где – RzD, Rzd – параметры шероховатости поверхности, соответственно вала и отверстия. По таблицы 4.9 [1] принимаем RzD=3,2 мкм, Rzd=3,2 мкм.

                            Sрасч =   53,96-2(3,2+3,2)=41,16 мкм                                                                                        

1.1.3 По таблице 2.44 [1] подбираем посадку, удовлетворяющую условию Sср.ст ≤ Sрасч (берем значение Smax, ближайшее к Sнаив). Такому условию соответствует посадка ø54, у которой Smax.ст.=49 мкм, Smin.ст=0 мкм, а

                            Sср.ст==24,5 мкм,              (1.6)

              Производим проверку правильности выбора посадки по наименьшей толщине масляного слоя:

                            hmin=,              (1.7)

                            hmin= =11,78 мкм

1.1.4 Наименьшая толщина масляного слоя должна быть больше суммы высот шероховатостей вала и отверстия, т.е.:

                            hmin›RzD+Rzd,              (1.8)

Условие (1.9) выдерживается (11,78 › 6,4), следовательно посадка выбрана правильно. Для выбранной посадки находим отклонение (табл.2.28 и 2.36 [1])

                            Ø54              

              1.2 Расчет основных параметров посадки

              Dmax=DH+ES=54+0,030=54,030 мм              (1.9)

              Dmin = DH+EI=54+0=54 мм              (1.10)

              dmax= DH+es=54+0=54 мм              (1.11)

              dmin= DH+ei=54+(-0,019)=53,981  мм              (1.12)

              Smax= Dmax- dmin=54,03-53,981=0,049 мм              (1.13)

              Smin= Dmin - dmax=54-54=0 мм              (1.14)

              Nmax= dmax - Dmin=54-54=0 мм              (1.15)

              Nmin= dmin- Dmax=53,981-54,03=-0,049 мм              (1.16)

              TD= Dmax- Dmin=54,03-54=0,03 мм              (1.17)

              Td= dmax- dmin=54-53,981=0,019 мм              (1.18)

              TS= Smax- Smin=0,049-0=0,049 мм              (1.19)

              TN= Nmax- Nmin=0-(-0,049)=0,049 мм              (1.20)

              T= TD+ Td =0,03+0,019=0,049 мм              (1.21)

              1.3 Выбор и расчет рабочих калибров для отверстия и вала

1.3.1 Определяем размеры калибра – пробки для отверстия диаметром DH=54 мм с полем допуска Н7:

              а) находим по [1] предельные отклонения для Н5:

                            ES=+30мкм; EI=0мкм; тогда Dmax=54,03 мм, а Dmin =54 мм

              б) по табл.1 [6] находим данные для расчета размеров калибра:

                            z=4мкм, y=3мкм, L=0мкм, Н=5мкм

              в) проходная пробка (P-ПP):

                            P-ПPmax=Dmin+z+=54+0,004+=54,0065 мм;              (1.22)

                            P-ПPизн.=Dmin+L=54+0=54 мм;              (1.23)

                            P-ПPисп= P-ПPmax –н=54,0065-0,005              (1.24)

              г) непроходная пробка (P-HE):

                            P-HEmax=Dmax+L+=54,03+0+=54,0325 мм              (1.25)

                            P-HEисп= P-HEmax –н=54,03255-0,005               (1.26)

1.3.2 Определяем размеры калибра – скобы для вала диаметром     dH=54мм с полем допуска h6

              а) находим по [1] предельные отклонения для  h6:

es=0 мкм; ei=-19 мкм , тогда  dmax=54 мм, а  dmin= 53,981 мм

              б) по ГОСТ 24853-81 [6] находим данные для расчета размеров калибра-скобы:

z1=4мкм, y1=3мкм, L1=0мкм, Н1=5мкм

              в)   проходная пробка (P-ПP):

              P-ПPmin=  dmax- z1-=54-0,004- =53,9935мм;              (1.27)

              P-ПPизм.= dmax+ y1 + L1=54+0,003+0=54,003 мм;              (1.28)

              P-ПPисп= P-ПPmin+н1=53,9935+0,005              (1.29)

              г) непроходная пробка (P-HE):

              P-HEmin= dmin+ L1-=53,981+0-=53,9785 мм;              (1.30)

              P-ПPисп= P-HEmin+H1=53,9785+0,005               (1.31)

              Эскиз соединения, схемы полей допусков, эскизы калибров – см. на чертеже

2 Расчет и выбор посадок подшипникового сопряжения

              Подшипники качения – наиболее распространенные стандартные сборочные единицы. Они обладают внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям, определяемым наружным диаметром D наружного кольца и внутренним диаметром d внутреннего кольца.

              Для сокращения номенклатуры подшипники изготавливают с отклонениями размеров внутреннего и внешнего диаметров, не зависящими от посадки, по которой их будут монтировать. Класс точности подшипника выбирается исходя из требований, предъявляемых к точности вращения и условиям работы механизма. ГОСТ 520-71 (СТ СЭВ 774- 77) устанавливают пять классов точности подшипников, обозначаемых (в порядке повышения точности) 0; 6; 5; 4; 2. Для большинства механизмов общего назначения применяют подшипники класса точности 0.

              2.1 По справочнику  [5] определяем номер подшипника и его параметры:

выбираем подшипник №410 по ГОСТ 8338-75

d=50 мм; D=130 мм; B=31 мм;

r=3,5 мм; Dш=25,4 мм; z=7;

Частота вращения – 5300 мин-1;

Серия – тяжелая; масса – 1,91 кг.

              2.2 Определяем вид нагружений (табл. 4.77 [2])

          Вид нагружений колец: внутреннего – циркуляционное, наружное – местное.

              2.3 По коэффициенту работоспособности и продолжительности работы, а также по конструктивным особенностям подшипника выбираем формулу для подсчета радиальной нагрузки [5]

Н,                (2.1)

где R – радиальная нагрузка на подшипник, Н;

      z – число шариков подшипника;

     dш – диаметр шариков подшипника, мм;

      – коэффициент, принимаемый в зависимости от диаметра шарика (справочное пособие [5]).