Ім'я файлу: Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання.docx
Розширення: docx
Розмір: 296кб.
Дата: 11.02.2021
скачати
Пов'язані файли:
реферат физика.docx

_{МІНІСТЕРСТВО ОСВІТИ І НАУКИ УКРАЇНИ}

Національний технічний університет

«Харківський політехнічний інститут»

Центр заочного навчання


Контрольне завдання

по дисципліні: Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання


Виконав (-ла) студетнт (-ка) __ курсу ____групи 1.МІЕЗ 404.8ч

факультету __133 галузеве машинобудування

Прізвище, ім'я, по батькові: Кучугурний А.А.

Харків 2020

Задача №1

Необходимо назначить посадку в соединении втулки 4 и ролика 8 обоймы грузоподъемного механизма

Решение:

Втулка 4 является вкладышем подшипника скольжения и неподвижно, без дополнительного крепления установлена в ролик 8. Точность центрирования деталей — высокая.

Для исключения нежелательных деформаций тонкостенной втулки 4 и соответствующего уменьшения зазора в подшипнике скольжения назначаем посадку с минимальным гарантированным натягом в системе отверстия   (рис. 1).

Предельные размеры отверстия:



Допуск отверстия:



Предельные размеры вала:



Допуск вала:



Максимальный натяг:



Минимальный натяг:



Допуск посадки:



Средний натяг:



рис 1

Задача №2

Подшипник скольжения диаметром цапфы   мм и длиной   мм предназначен для работы с частотой вращения   при радиальной нагрузке  . Материал цапфы — сталь 45, вкладыша — бронза оловянная Бр. ОЮФ1. Высота неровностей профиля по десяти точкам цапфы и вкладыша соответственно равна   и  . Подшипник скольжения работает при температуре  , в качестве смазки используется масло индустриальное 12 (И-12). Температура рабочего пространства при сборке  .

Решение:

• 
  Определяем величину среднего давления:
  

• 
  Рассчитываем угловую скорость:
  

• 
  По зависимости (5) рассчитываем оптимальные значения диаметрального зазора  . Для этого по табл. 2 определяем значение коэффициента  . По рис. 6 для большей температуры работы соединения из указанного в исходных данных диапазона   находим динамическую вязкость масла  .
  

• 
  По зависимости (7) определяем толщину масляного слоя, при которой обеспечивается жидкостное трение. Принимаем
  

• 
  Рассчитываем по зависимости (8) и (9) предельные значения диаметральных зазоров. Для выполнения вычислений по табл. 2 определяем коэффициент  ; по рис. 6 для меньшей температуры работы соединения из указанного в исходных данных диапазона   находим динамическую вязкость масла И-12  .
  

• 
  По зависимостям (10) и (11) определяем предельные значения функциональных диаметральных зазоров. Для этого по зависимостям (12) и (13) определяем поправки   и  . Учитывая, что температура рабочего пространства при сборке  , находим разность между наибольшей рабочей температурой соединения и температурой сборки  . По табл. 3 для вкладыша из оловянистой бронзы находим коэффициент линейного расширения  , для цапфы из углеродистой стали  .
  

Тогда



Учитывая рассчитанные поправки, определяем предельные значения функциональных диаметральных зазоров:

• 
  По ГОСТ 25347 выбираем стандартную посадку, у которой
  

По ГОСТ 25347 выбираем стандартную посадку, у которой  , а средний зазор   близок к  . Этим уловиям удовлетворяет посадка  , у которой







Эта посадка обеспечивает достаточный запас на износ подшипника:

• 
  Проверяем условие устойчивой работы подшипника. Для этого определяем относительный зазор   и коэффициент нагруженности подшипника   для наименьшего зазора выбранной посадки:
  

По табл. 4 находим  . Следовательно, условие   выполняется.

• 
  Проверяем выполнение условий жидкостного трения, для чего рассчитываем значения толщины масляного слоя   и   по зависимости (15) и (16). Для этого определяем значения относительного эксцентриситета для наименьшего и наибольшего зазоров выбранной посадки.
  

 (см. расчет выше);









Жидкостное трение обеспечивается, так как



Следовательно, выбранная посадка   обеспечивает жидкостное трение в подшипнике скольжения при заданных условиях его эксплуатации.

• 
  Строим схему полей допусков выбранной посадки (рис. 9). На схеме условно показываем оптимальный зазор   и запас на износ цапфы   и вкладыша   (принимаем  ).
  

Задача №1

Исходные данные. Соединение свободное; диаметр вала d = 36 мм; длина шпонки l = 70 мм.

Решение.

1. Находим номинальные значения элементов шпоночного соединения по ГОСТ 23360 (СТ СЭВ 189) (таблица 3.4): b = 18 мм; h = 11 мм; t₁ = 7 мм; t₂ = 4,4 мм; (d – t₁) = 53 мм; (d + t₂) = 64,4 мм.

2. Определяем допуски непосадочных размеров по СТ СЭВ (таблица 3.8,Приложение А5):

высота шпонки h = 11h11 = 11_-0,11 мм;

глубина паза вала t₁ = 7^+0,2 мм;

глубина паза втулки t₂ = 4,4^+0,2 мм;

длина шпонки l = 70h14 = 70_-0,74 мм;

длина паза вала под шпонку l₁ = 70H15 = 70^+1,2 мм.

3. Находим допуски на размеры шпонки, паза вала и паза втулки по ширине шпонки b СТ СЭВ 57 (п.3 и таблица 3.6, приложение А5, А6). Соответственно выбираем посадки:

ширина шпонки 18h9 = 18_-0,043 мм;

ширина паза вала 18H9 = 18^+0,043 мм;

ширина паза втулки   мм.

4. Строим схемы расположения полей допусков для сопряженных размеров шпонки, пазов вала и втулки (рисунок 3.1).



Рисунок 3.1 Схема расположения полей допусков сопряженных размеров пазов вала, втулки и шпонки.

 

5. Определяем вид сопряжений:

Соединение шпонки и паза вала – подвижное (с зазором);

Соединение шпонки и паза втулки – подвижное (с зазором).

6. Находим наибольшие и наименьшие зазоры:

в соединении паза втулки и шпонки –

S_max = ES – ei = 120 – (–43) = 163 мкм;

S_min = EI – es = 50– 0 = 50 мкм;

в соединении паза вала и шпонки –

S_max = ES – ei = 43 – (–43) = 86 мкм; S_min = 0.

7. Определяем допуски посадок:

в соединении паза вала и шпонки –

T_S = T_D + T_d= (ES – EI) + (es – ei) = (43 – 0) + (0 – (–43)) = 86 мкм;

в соединении паза втулки и шпонки –

T_S = T_D + T_d= (ES – EI) + (es – ei) = (120 – 50) + (0 – (–43)) = 113 мкм.

Задача №4  Выполнить анализ посадок шлицевого соединения с прямобочным профилем



Решение.

1 Определяем способ центрирования и параметры соединения.

Согласно обозначению соединение выполнено с центрированием втулки относительно вала по внутреннему диаметру d.

В соединении: число зубьев z = 6, внутренний диаметр d = 28 мм, наружный диаметр D = 34 мм, ширина зуба b = 7 мм.

Соединение выполнено с посадками: по диаметру центрирования    по наружному диаметру    по размеру 

2 По СТ СЭВ 145 (таблицы А.5, А.6) определяем предельные отклонения размеров соединения:

по внутреннему диаметру d: втулка   мм, вал   мм; по наружному диаметру D втулка   мм, вал   мм; по размеру b ширина впадин втулки   мм, толщина зубьев вала   мм.

3 Строим схемы расположения полей допусков для сопряженных размеров (рисунок 4.5):

4 Определяем наибольшие и наименьшие зазоры и допуски посадок:

для размера d –

S_max = ES – ei = 21 – (–73) = 94 мкм = 0,094 мм,

S_min = EI – es = 0 – (–40) = 40 мкм = 0,040 мм,

T_S = S_max – S_min = 94 – 40 = 54 мкм = 0,054 мм;

для размера D – 

S_max = ES – ei = 250 – (–470) = 720 мкм = 0,72 мм,

S_min = EI – es = 0 – (–310) = 310 мкм = 0,31 мм,

T_S = S_max – S_min = 720 – 310 = 410 мкм = 0,41 мм;

для размера b –

 S_max = ES – ei = 35 – (–28) = 63 мкм = 0,063 мм,

S_min = EI – es = 13 – (–13) = 26 мкм = 0,026 мм,

T_S = S_max – S_min = 63 – 26 = 37 мкм = 0,037 мм.

Задача №5  Расчет резьбовой посадки M10-4H6H/4jk

где: М – резьба метрическая,

10 – номинальный диаметр сопряжения,

1,5 –нормальный шаг,

правозаходняя,

4H6H/4jk –резьбовая переходная посадка, где:

4Н – поле допуска гайки по среднему диаметру D₂,

6H – поле допуска гайки по внутреннему диаметру D₁,

4jk – поле допуска болта по среднему диаметру d₂,

 

Определяем предельные размеры резьбового сопряжения по ГОСТ 24705-81

d=D=10,000 мм;

d₂=D₂=9,026 мм;

d₁=D₁=8,376 мм;

d₃=8.160 мм.

 

Определяем предельные отклонения и размеры гайки (внутренней резьбы)

М10 4Н6H.

D:EI=0 мкм D_min=D+EI=10.000+0=10,000 мм;

ES=не огран.

D₂: ES=+118 мкм D_2max=D₂+ES=9,026+0,118=9,144 мм;

EI=0 мкм D_2min=D₂+EI=9,026+0,000=9,026 мм;

D₁:ES=300 мкм D_1max=D₁+ES=8,376+0,300=8,676 мм;

EI=0 мкм D_1min=D₁+EI=8,376+0,000=8,376 мм.

Определяем предельные отклонения и размеры болта (наружной резьбы)

М10 - 4jk.

d:es=-32мкм d_max=d+es=10,000+(-0,032)=9,968 мм;

ei=-268 мкм d_min=d+ei=10,000+(-0,268)=9,732 мм;

d₂:es=+69 мкм d_2max=d₂+es=9,026+0,069=9,095 мм;

ei=-16 мкм d_2min=d₂+ei=9,026+(-0,016)=9,010 мм;

d₁:es=+69 мкм d_1max=d₁+es=8,376+0,069=8,445 мм;

ei= не огран.

Определяем предельные зазоры, натяги и строим поле допуска резьбового сопряжения. Посадка M10-5H6H/4jk является переходной, по этому в ней по среднему диаметру может быть как натяг так и зазор.

S_2max=D_2max-d_2min=9,144-9,010=0,134 мм;

N_2max=d_2max-D_2min=9,095-9,026=0,069 мм.

Строим схему расположения полей допусков резьбового сопряжения M10-4H6H/4jk



Рис..1 Схема расположения полей допусков резьбового сопряжения

M10 - 4H6H/4jk

Задача №6Расчёт калибра для контроля вала
для заданного размера соединения – вала 60k6 – рассчитать исполнительные размеры гладкого калибра.

Построить схему расположения полей допусков для калибров.

Решение

Для контроля заданного размера вала 60k6 применяется калибр- скоба.

По таблице 1 ГОСТ 24853-81 ([2], c. 5) выписываем формулы для определения исполнительных размеров рабочих и контрольных калибров.

По таблице 2 ГОСТ 24853-81 ([2], c. 6) выписываем допуски и отклонения калибров:

• 
  отклонение середины поля допуска проходного калибра Z₁= 4 мкм
  
• 
  допуск на изготовление калибров для вала H₁= 5 мкм
  
• 
  допустимый выход за границу поля допуска при износе проходного калибра Y₁= 3 мкм;
  
• 
  допуск на изготовление контрольного калибра для скобы Н_р = 2 мкм.
  

D  D

 ^H1  60,017  ^0,005  60,0195мм

max ПР

нПР _{2 2}

Наименьший предельный размер

^Dmin ПР

^{ D}нПР

• 
  H₁
  

2

 60,017  ^0,005  60,0145мм .

2

Исполнительный размер ПР стороны калибра-скобы, который ставится на чертеже калибра, устанавливается ГОСТ 21401 и равен 60,0145^+0,005 мм.

Скоба НЕ

Номинальный размер равен наименьшему размеру вала:

D_нНЕ  d_min  60,002мм . Наибольший предельный размер

D  D  ^H1  60,002  ^0,005  60,0045мм .

min НЕ нНЕ _{2 2}

Наименьший предельный размер НЕ

D  D  ^H1  60,002  ^0,005  59,9995мм .

min НЕ нНЕ _{2 2}

Исполнительный размер НЕ стороны калибра-скобы устанавливается ГОСТ 21401 и равен 59,9995^+0,005мм.

Определяем размеры контрольного калибра-пробки Контр-калибр ПР

Номинальный размер равен номинальному размеру проходной скобы.

^Dmax ПР

^{ D}нПР

• 
  H_р
  

2

 60,019  ^0,002  60,020мм

2

Наименьший предельный размер

^Dmin ПР

^{ D}нПР

• 
  H_р
  

2

 60,019  ^0,002  60,018мм .

2

Контр-калибр НЕ

Номинальный размер равен номинальному размеру непроходной скобы:

^DнНЕкк

^{ D}нНЕ

 60,002мм

Наибольший предельный размер:

^Dmax НЕкк

^{ D}нНЕ

• 
  H_р
  

2

 60,002  ^0,002  60,003мм

2

Наименьший предельный размер

^Dmin НЕкк

^{ D}нНЕ

• 
  H_р
  

2

 60,002  ^0,002  60,001мм .

2

Скоба ПР изношенная.

Номинальный размер – граница износа: D_нИЗ  d_max  Y₁  60,021 0,003  60,024мм Наибольший предельный размер:

D  D

 ^Hр  60,024  ^0,002  60,025мм

max ИЗ

нИЗ _{2 2}

Наименьший предельный размер

^Dmin ИЗ

^{ D}нИЗ

• 
  H_р
  

2

 60,024  ^0,002  60,023мм .

2

Строим схему расположения полей допусков вала, ПР и НЕ калибра-скобы и контрольного калибра-пробки в соответствии с рисунком 3.

d  d

 ^H  60,004  ^0,005  60,0065мм .

max ПР

нПР _{2 2}

Наименьший предельный размер

d  d

 ^H  60,004  ^0,005  60,0015мм .

min ПР

нПР _{2 2}

Пробка ПР изношенная

Наименьший предельный размер

d_{min ИЗ}  D_min  Y  60  0,003  59,997мм .

Пробка НЕ

Номинальный размер равен максимальному размеру отверстия:

^dнНЕ

^{ D}max

 60,030мм

Наибольший предельный размер

d  d

 ^H  60,030  ^0,005  60,0325мм .

max НЕ

нНЕ _{2 2}

Наименьший предельный размер НЕ

d  d

 ^H  60,030  ^0,005  60,0275мм .

min НЕ

нНЕ _{2 2}

Исполнительный размер ПР калибр-пробки Ø 60,0065_-0,005 мм. Исполнительный размер НЕ калибр-пробки Ø 60,0325_-0.005 мм.

Строим схему полей допусков.