Метрология, стандартизация и сертификация

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вариант 1

Задача 1

Для исходных данных рассчитать и выбрать посадку с зазором для подшипника скольжения. Построить схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и зазоров.

Исходные данные:

Номинальный диаметр соединения, м d = 0,048

Номинальная длина подшипника, м ? = 0,062

Отношение длины подшипника к диаметру соединенияl/d = 1,3

Угловая скорость вращения вала, рад/с = 200

Радиальная нагрузка, Н R = 6350

Марка масла и динамическая вязкость, Нс/м² (Т 22) = 0,019

Шероховатость цапфы, мкм Rz_d = 1,6

Шероховатость подшипника, мкмRz_D = 3,2

1. Определяется окружная скорость вращения цапфы по формуле:

V = ^.d/2 = 200^.0,048/2 = 4,8 м/с.

2. Определяется относительный зазор по формуле:

.

3. Определяется диаметральный зазор в мкм при d в м:

S = ^.d = 1,18 · 10^-3 · 0,048 = 0,0000566 м = 56,6 мкм,



примем S = 57 мкм.

4. Выбирается посадка по таблице предельных зазоров (табл. 1.47 в [7], с. 161-166) таким образом, чтобы величина среднего зазора S_cp была наиболее близка к расчетной величине зазора S = 57 мкм.

Для диаметра d = 0,048 м = 48 мм ближайшая посадка H7/f7, для которой наибольший зазор S_max = 75 мкм, наименьший зазор S_min = 25 мкм.

Значение среднего зазора:

S_cp = (S_max + S_min)/2 = (80 + 25) / 2 = 50 мкм.

5. Выбранная посадка проверяется на условие неразрывности масляного слоя:

h_min ? h_жт = К (Rz_d + Rz_D +h_g),

где h_g =2 мкм - поправка, которая учитывает отклонение от нагрузки, скорости, температуры и других условий работы подшипника скольжения;

К = 2 - коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя. Определяются значения коэффициента нагруженности подшипника:

Значение относительного эксцентриситета методом интерполяции:

при отношении l/d= 1,3 для С_R = 0,784 = 0,4,

для С_r = 1,111 = 0,5;

следовательно,

для С_R = 0,7938 = 0,472.

Тогда минимальная величина масляного слоя для выбранной посадки

h_gmin = 0,5·S (1-) = 0,5·50·(1 - 0,472) =13,2 мкм.

Слой смазки, достаточный для обеспечения жидкостного трения,

h_жт = К·(Rz_d + Rz_D +h_g) = 2·(1,6 +3,2 + 2) = 13,6 мкм.

Находится величина действительного коэффициента запаса надежности:

Выбранная посадка обеспечивает жидкостное трение, так как K_g > 2.

Принимается посадка с зазором в системе отверстия .

6. Строится схема расположения полей допусков посадки для подшипника скольжения с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и зазоров (рис. 1).

Рис. 1. Схема расположения полей допусков посадки

Задача 2

Для заданных исходных данных рассчитать и выбрать посадку с натягом для гладкого цилиндрического сопряжения. Построить схему расположения полей допусков выбранной посадки с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и натягов.

Исходные данные:

Номинальный диаметр соединения, м d(D) = 0,090

Внутренний диаметр полого вала, м d₁ = 0,06

Наружный диаметр втулки, м D₂ = 0,15

Длина соединения, м l = 0,06

Передаваемый крутящий момент, Н·м М_кр = 450

Материал вала Ст 45

Модуль упругости материала вала, Па E_d = 2·10¹¹

Предел текучести материала вала, Па _Td = 35,5·10⁷

Коэффициент Пуассона для материала вала _d = 0,3

Высота микронеровностей вала, мкм Rz_d = 3,2

Материал втулки Сч 18

Модуль упругости материала втулки, Па E_D = 1·10¹¹

Предел текучести материала втулки, Па _TD = 18·10⁷

Коэффициент Пуассона для материала втулки_D = 0,25

Высота микронеровностей втулки, мкмRz_D = 1,6

Правильно рассчитанная посадка с натягом должна удовлетворять следующим двум требованиям:

- при наименьшем натяге должна обеспечиваться неподвижность соединения, т.е. не должно быть относительного смещения деталей под действием заданного крутящего момента или сдвигающей осевой силы;

- при наибольшем натяге должно быть обеспечено условие прочности соединения деталей (вала и втулки), т.е. наибольшие напряжения, возникающие в материале при сборке под натягом, не должны превышать предела текучести материалов, из которых они изготовлены.

Первое требование будет выполняться, если расчетный крутящий момент равен или меньше момента сил трения, возникающих на поверхности, по которой происходит натяг.

Второе требование, т.е. условие прочности деталей, заключается в отсутствии пластической деформации на контактной поверхности деталей.

1. Определяется величина требуемого минимального удельного давления, при котором соединение передает заданный крутящий момент:

Н/м²,

где f - коэффициент трения при установившемся процессе; в соединении, полученном сборкой под прессом, f = 0,08.

2. Определяется величина минимального расчетного натяга N'_min. предварительно рассчитывается значение коэффициента Ляме:

Тогда величина минимального расчетного натяга, м, определится:

N'_min=;

N'_min = 2,5^.10^-5 м = 25 мкм.

Определяется величина минимального допустимого натяга N_min:

N_min = N'_min + н_t + н_u + н_n + н_m ,

где н_t - поправка, учитывающая отличие рабочих температур деталей от температуры деталей при сборке; так как в задании температурные условия сборки и работы соединения при эксплуатации приняты идентичными, то эта поправка не учитывается;

н_u - поправка, учитывающая ослабление натяга под действием центробежных сил, для деталей диаметром до 500 мм поправка не учитывается;

н_n - поправка, компенсирующая уменьшение натяга при повторных запрессовках; так как в задании не предусматриваются повторные запрессовки, то эта поправка не учитывается;

н_m - поправка, учитывающая смятие микронеровностей контактирующих при сборке поверхностей (примерно 60 % их высоты):

н_m = 1,2 (Rz_d + Rz_D) = 1,2·(3,2 + 1,6) = 5,76 мкм.

Тогда величина минимального допустимого натяга

N_min = 25 + 5,76 = 30,79 = 31 мкм.

3. Определяется величина давлений, возникающих на сопрягаемых поверхностях деталей:

За величину максимально допустимого давления в соединении с натягом Р_mах принимается наименьшее из двух допустимых значений. В качестве P_mах выбираем значение, равное 66,8 МПа.

4. Определяется величина максимального расчетного натяга N'_max:

N'_max=;

N'_max = 2,16^.10^-4 м = 216 мкм.

5. Определяется величина максимального допустимого натяга N_max. При определении максимального допустимого натяга учитываются поправка н_m (поправка, учитывающая смятие микронеровностей, контактирующих при сборке поверхностей (примерно 60 % их высоты) и коэффициент н_yд, учитывающий увеличение удельного давления у торцов охватывающей детали. скорость надежность давление допуск

Коэффициент н_yд, зависящий от отношения l/d и , выбирается по графику (рис. 4).

Рис. 4. График выбора коэффициента

При отношении = 0,66 рекомендуется принять н_yд=0,85.

N_max = N'_max^. н_уд + н_m = 216^.0,85 + 5,76 = 189,36 = 190 мкм.

6. Выбирается посадка по таблице предельных натягов ([7], с. 169-173 табл. 1.48 в [7]), чтобы удовлетворяла условиям:

.

Рекомендуемая посадка 90, для которой

N_{max.станд.} = 178 мкм < N_max = 190 мкм,

N_{min.станд.} = 70 мкм > N_min = 31 мкм.

Запас прочности соединения при эксплуатации данной посадки равен:

N_min - N_min = 70 - 31 = 39 мкм.

7. Определяется усилие, необходимое для запрессовки:

R_п = f_n · Р_mах·р · d · 1 ,

где коэффициент при запрессовке f_n = (1,15...1,2) f; примем f_n = 1,15 · 0,08 = = 0,092;

P_max - наибольшее удельное давление на поверхности сопряжения в случае получения максимального натяга:

= 5,31 МПа.

Тогда усилие, необходимое для запрессовки,

R_n=0,092 · 5,31 · 10⁶ · 3,14 · 0,09 · 0,06=8,28 · 10⁴ Н=82,8 кН.

8. Строится схема расположения полей допусков выбранной посадки с натягом 90, с указанием числовых значений размеров, отклонений, допусков и натягов (рис. 2).

Рис. 2. Схема расположения полей допусков выбранной посадки с натягом 90

Задача 3

Рассчитать предельные размеры рабочих калибров (скобы и пробки) для деталей, образующих с натягом; построить схему расположения полей допусков калибров с указанием числовых значений размеров и отклонений; вычертить рабочие чертежи калибров.

Исходные данные:

посадка с натягом 90

Для контроля валов применяют калибры-скобы, для отверстий - калибры-пробки.

1. По заданному номинальному размеру и квалитету отверстия и вала выбираются установленные значения на изготовление по стандарту [28] для калибра-пробки и калибра-скобы (табл. 1).

Таблица 1 -Допуски и отклонения гладких калибров-скоб

Квалитет детали	Обозначение	Интервал размеров, мм
		св. 80 до 120
8	Z1	8 мкм
	Y1	6 мкм
	б 1	0 мкм
	H1	10 мкм

Допуски и отклонения гладких калибров-пробок

8	Z	8 мкм
	Y	6 мкм
	б	0 мкм
	H	6 мкм

2. Рассчитываются предельные размеры контролируемых отверстия и вала:

D_max = D+ES = 90 + 0,054 = 90,054 мм;

D_min = D+EI = 90 + 0 = 90 мм;

d_max = d+es = 90 + 0,178= 90,178 мм;

d_min = d+ei = 90 + 0,124 = 90,124 мм.

3. Определяются предельные размеры рабочих калибров по формулам, приведенным в табл. 2, соответственно для калибра-пробки и калибра-скобы.

Таблица 2 - Формулы для определения размеров калибров для номинальных размеров изделия до 180 мм

Калибр	Рабочий калибр
	размер	отклонение
Пробка	ПР новая	Dmin+Z	±H/2
	ПР изношенная	Dmin-Y	-
	НЕ	Dmax	± H/2
Скоба	ПР новая	dmax-Z1	±H1/2
	ПР изношенная	dmax+Y1	-
	НЕ	dmin	±H1/2

Калибр-скоба

Наибольший размер нового проходного калибра-скобы

Р - ПР_нб = d_max-Z₁+ (+H₁/2) = 90,178 - 0,008 + 0,01/2 = 90,175 мм.

Наименьший размер нового проходного калибра-скобы

Р - ПР_нм = d_max - Z₁ + (-H₁/2) = 90,178 - 0,008 - 0,010/2 = 90,165 мм.

Наименьший размер изношенного проходного калибра-скобы

Р - ПР_изн = d_max + Y₁= 90,178 + 0,006 = 90,184 мм,

если калибр ПР имеет указанный размер, то его нужно изъять из эксплуатации.

Наибольший размер нового непроходного калибра-скобы

Р - НЕ_нб = d_min + H₁/2 = 90,124 +0,01/2 = 90,129 мм.

Наименьший размер нового непроходного калибра-скобы

Р - НЕ_нм = d_min - H₁/2 = 90,124-0,01/2 = 90,119 мм.

Калибр-пробка

Наибольший размер нового проходного калибра-пробки

Р - ПР_нб = D_min+ Z+(+ Н/2) = 90 + 0,008 + 0,006/2 = 90,011 мм.

Наименьший размер нового проходного калибра-пробки

Р - ПР_нм = D_min+ Z +(- Н/2) = 90 + 0,008 - 0,006/2 = 90,005 мм.

Наименьший размер изношенного проходного калибра-пробки

Р - ПР_изн = D_min-Y= 90 - 0,006 = 89,994 мм,

если калибр-пробка Р-ПР имеет указанный размер, то его нужно изъять из эксплуатации.

Наибольший размер нового непроходного калибра-пробки

Р - НЕ_нб = D_max + Н/2 = 90,054 + 0,006/2 = 90,057 мм,

Наименьший размер нового непроходного калибра-пробки

Р - НЕ_нм = D_max - Н/2 = 90,054 - 0,006/2 = 90,051 мм.

4. Строится схема расположения полей допусков с указанием размеров, отклонений, допусков для контролируемого изделия и рабочих калибра-скобы и калибра-пробки (рис. 3).

Рис. 3. Схема расположения полей допусков и отклонений для контролируемого изделия и рабочих калибров: калибра-скобы; калибра-пробки

5. Определяются исполнительные размеры рабочих калибров. Исполнительные размеры проставляются на чертеже калибра, отклонение устанавливается в «тело» калибра. Для калибра-скобы наименьший предельный размер с положительным отклонением:

Р-Пр - 90,165^+0,01 мм

Р-Не - 90,119^+0,01 мм;

для калибра-пробки - наибольший предельный размер с отрицательным отклонением

Р-Пр - 90,011_-0,01 мм;

Р-Нe - 90,057_-0,01 мм.

Размещено на Allbest.ru

...