Главная страница
Навигация по странице:

метрология Я. ОзэСодержание Построение и расчет размерных цепей



Скачать 349.5 Kb.
Название ОзэСодержание Построение и расчет размерных цепей
Дата 31.03.2018
Размер 349.5 Kb.
Формат файла doc
Имя файла метрология Я.doc.doc
Тип Документы
#32036


озэСодержание

1. Построение и расчет размерных цепей

2

1.1. Метод полной взаимозаменяемости

3

1.2. Метод неполной взаимозаменяемости

4

2. ПОСАДКА ПОДШИПНИКОВ КАЧЕНИЯ

7

3. Расчет калибрОВ


8

3.1. Расчет калибра-скобы

8

3.2. Расчет калибра-пробки

9

4.РАСЧЕТ СОЕДИНЕНИЯ С ГАРАНТИРОВАННЫМ НАТЯГОМ

10

5. НОРМИРОВАНИЕ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

14

6.НОРМИРОВАНИЕ ЗУБЧАТОГО КОЛЕСА

15

7. ЛИТЕРАТУРА

18


  1. Построение и расчет размерных цепей

Предельные размеры замыкающего звена:

В max =2,0; ; В min =0,2.

Размеры составляющих звеньев:

В1=2; В2=4; В3=155; В4=4; В6=70; В7=35; В8=25; В9=12; В5=16; В4′=4,
Размерная цепь.



Находим номинальный размер замыкающего звена В по формуле:



В = В2 + В3+ В4-( В1+ В6+ В7+ В8+ В9+ В5′+ В4′ )

В =(4+155+4)-(3+70+35+25+12+16)=163-161=2

Определяем верхнее S и нижнее I предельные отклонения замыкающего звена по формуле:

∆S= В max= 2,0-2=2

∆I= В min= 0,2-2=-1.8

Определяем допуск замыкающего звена Т по формуле:

Т = В max min= 2,0-0.2=1,8 мм=1800мкм.



    1. Метод полной взаимозаменяемости

Метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи, получается при любом сочетании размеров составляющих звеньев. При этом предполагают, что в размерной цепи одновременно могут оказаться все звенья с предельными значениями, причем в любом из двух наиболее неблагоприятных сочетаний (все увеличивающие звенья с верхними предельными размерами, а уменьшающие с нижними, или наоборот). Такой метод расчета, который учитывает эти неблагоприятные сочетания, называется методом расчета на максимум-минимум.

Определяем среднее значение коэффициента точности размерной цепи:

.

Где i-единица допуска (в мкм), взятая для соответствующего размера

(стр. 256 (6)).

Тогда

Устанавливаем квалитеты допусков составляющих звеньев

Для IT11 а=100

Для IT12 а=160

В качестве увязочного звена принимаем размер В8.

Результаты расчетов внесены в таблицу 1.1.



Звено

Номинал,

р-р. мм.

Ед. допуск I мм

Допуск Т, мкм

Поле допуска

Отклонения. мкм

Обозн.

Вид

ξ

S

I

В

-----

----

2

-----

1800

2-1,8

0

-1800

В1

Ступ.

-1

3

0,73

75h11

30,037

37.5

-37,5

В2

Вал

+1

4

0,73

75h11

4-0,075

0

-75

В3

Вал

+1

155

2,5

400h12

155-0,4

0

-400

В4

Вал

+1

4

0,73

120h12

4-0.12

0

-120

В4′

Ступ.

-1

4

0,73

120h12

40,060

60

-60

В6

Вал

-1

70

1,84

300h12

70-0,3

0

-300

В7

Вал

-1

35

1,54

250h12

35-0,25

0

-250

В8

Вал

-1

25

1,31

210h12



-447.5

-657.5

В9

Вал

-1

12

1,08

110h11

12-0.11

0

-110

В5′

Вал

-1

16

1,08

110h11

16-0,11

0

-110


Чтобы убедиться в правильности проведенных расчетов проверим соблюдение равенства:

75+75+400+120+120+300+250+210+110+110=1770.

Так как 1770<1800, то условия равенства выполнены.

Определим из формулы нижнее отклонение увязочного звена:

∆S = ∑∆Si - ∆Ii= ( ∆S2+ ∆S3 + ∆S4 )-( ∆I1+∆I4+∆I6+∆I7+∆I8 +∆IВ9+∆IВ5′)

Откуда

∆I8= ( ∆S2+ ∆S3 + ∆S4 )- ∆S-( ∆I1+∆I4′+∆I6+∆I7+∆I9+∆I5′)=(0+0+0)-0-(-37,5-60-190-250-180-110)=-657.5мкм

Верхнее отклонение увязочного звена определяем из отношения:

Т=∆S-∆I, т.е ∆S88 +∆I8=210-657.5=-447.5 мкм

Проведем проверку

∆I = ∑ ∆Iiув-∑∆Siyм = (∆I2+∆I4+∆I3)- ( ∆S1+ ∆S5′ + ∆S4′ + ∆S6+ ∆S7+ ∆S8+ ∆S9)

∆I =(-75-400-120)-(37.5+60-447.5)=-1800мкм

    1. Метод неполной взаимозаменяемости

Это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи получается не при любых сочетаниях, а при ранее обусловленной части сочетаний размеров составляющих звеньев. Сборка осуществляется без пригонки, регулировки и подбора звеньев.

Требуется назначить допуски и отклонения на составляющие звенья при принятом проценте риска Р=0,27%.Так как характер рассеяния размеров неизвестен, то примем закон равной вероятности с λ=1/3



.где t - коэффициент, который выбирается в зависимости от принятого процента риска. При принятом проценте риска Р=0,27% t = 3.

Тогда



По таблице 2, гл.2(1) выбираем допуски на составляющие звенья.

Для IT12 а=160

Составляем таблицу.


Таблица 1.2.

Звено

Номинал

р-р. мм.

Ед. допуск I мм

Допуск Т, мкм

Квадр. допуска

Т2,мкм2

поле

допуска

Отклонения. мкм

Обозн.

Вид

ξ

Ѕ

і

С

В

-----

---

2

-----

1800

3240000

2-1,8

0

-1800

-900

В1

Ступ.

-1

3

0,73

75h11

5625

30,037

37.5

-37,5

0

В2

Вал

+1

4

0,73

75h11

5625

4-0,075

0

-75

37,5

В3

Вал

+1

155

2,5

400h12

160000

155-0,4

0

-400

-200

В4

Вал

+1

4

0,73

120h12

14400

4-0.12

0

-120

-60

В4′

Ступ.

-1

4

0,73

120h12

14400

40,060

60

-60

0

В6

Вал

-1

70

1,84

300h12

90000

70-0,3

0

-300

-150

В7

Вал

-1

35

1,54

250h12

62500

35-0,25

0

-250

-125

В8

Вал

-1

25

1,31

210h12

44100



-1477,5

-1687.5

-1582.5

В9

Вал

-1

12

1,08

110h11

12100

12-0.11

0

-110

-55

В5′

Вал

-1

16

1,08

110h11

12100

16-0,11

0

-110

-55


406450

Определим среднее отклонения увязочного звена по формуле:

∆С8 = (∆С2+∆С4+∆С3)- ∆С - ( ∆С1+ ∆С5′ + ∆С4′ + ∆С6+ ∆С7+ ∆С9)

∆С8 =-297,5-900-385=987.5мкм

Определим верхнее и нижнее предельное отклонение по формуле:

∆S8 =∆С8 +0,5T8

∆I8 =∆С8 -0,5 T8

∆S8 =987,5+105=1092.5 мкм

∆I8 =-1582,5-105=882.5 мкм

Производим проверку по формуле:

∆С = ∑ξі ∙ ∆Сі

∆С =(-37,5-200-60)+150+125+55+55-987,5=-900

Расчет выполнен верно.

  1. Посадка подшипников качения.

Подшипник № 60210; радиальная нагрузка Fr=28000 Н;

Вращается корпус, характер нагрузки А

Обозначение подшипника:

Шариковый однорядный радиальный, (ГОСТ 8338-75) класс точности 0, легкая серия. Основные размеры подшипника:

D=90мм; d=50мм; B=20мм; r=2 мм;

По таблице 5. гл.4(1) определим вид нагружения колец подшипника:

Наружное кольцо подшипника-подвижно, нагружено циркулярно и должно быть установлено с переходной посадкой

Внутреннее кольцо неподвижно(вращается корпус), оно нагружено колебательно и должно быть установлено с натягом.

Определим по формуле

,

Где FR- радиальная нагрузка,

К1-динамический коэффициент посадки при перегрузке до 300%. Удары вибрации К1=1,8

К2- коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга, при полом вале или тонкостенном корпусе.

К2=1 при сплошном вале,

К3=1 для однорядного подшипника.

В-ширина подшипника В=20мм;

r-координата монтажной фаски наружного кольца подшипника r=3,5мм;

b=В-2*r

b=20-2*3,5=13 мм;

Тогда =387 кН/м

Выбираем поля допусков по таблице 7 и 8 гл. 4 (1) и для =387 кН/м

Для вала-Ø50 h6, для отверстия корпусаØ 90 К7

3. Расчет калибров

В массовом и серийном производствах для контроля размеров и взаимного положения используются бесшкальные измерительные средства – калибры, с помощью которых осуществляется разбраковка деталей на годные и поправимый и непоправимый брак.

Ø25

3.1Калибр-скоба

Контроль размеров валов осуществляется калибрами-скобами.

Проходная и непроходная стороны калибра-скобы: номинальный размер проходной стороны соответствует наибольшему предельному размеру контролируемого вала, непроходной – наименьшему.

d=25; h=6;

It=9мкм; es=0; ei=-9мкм.

Определим максимальный и минимальный диаметры по формулам:

d max= d+es=25+0=25 мм

d min= d+ei=25-0,009=24,991 мм

Выбираем допуски, по 5 квалитету точности:

H1=4 Z1=3 Y1 =3

Рассчитываем размеры рабочих калибров, по формулам:






=24,995+0.004

=24,989+0.004

25+0,003=25,003 мм

Схема расположения полей допусков:



3.2 Расчет калибра – пробки.

D25 G6; по таблице основных отклонений отверстий.

IT=13 мкм; ES=20мкм; EI=7мкм.

(IT= ES- EI=20-7=13)

Определяем максимальный и минимальный диаметр по формулам

D max= D+ES

D min= D+EI

D max= 25+0,020=25,020 мм;

D min= 25+0,007=25,007 мм;

По таблице 4 гл.12 (1) для пробок 25G6. выбираем по 6 квалитету точности:

H=2,5 Z=2 Y =1,5 (мкм)

Расчет рабочего проходного () и непроходного () калибра по формуле :





=25,0215 -0,025

=25,0325 -0,025

Расчет изношенного проходного калибра:

;



Схема расположения полей допусков:



4.Расчет соединения с гарантированным натягом.

Данные для расчета:

-номинальный диаметр D=150мм;

-внутренний диаметр d1=50мм;

-наружный диаметр D2=250мм;

-крутящий момент Мкр=9000Нм;

-осевое усилие Рос=500 Н;

-длина соединения L=180мм;

-коэффициент трения f=0,08;

коэффициент запаса принимаем К =1,7;

Материал втулки –чугун; Материал вала –сталь 45 .

Вычислим эксплутационное удельное давление Рэ по формуле:



=7226,78 Па

Вычислим удельное(допустимое) давление:

а) на поверхности вала: ,

где σ т1=280 МПа; σ т2=300 МПа- предел текучести для вала и втулки;

=144,54 МПа

б) на поверхности втулки



=111,36 МПа

Так как Рдоп1 > Рдоп2, то Рдопдоп2=111,36 МПа

Определим коэффициенты геометрических параметров сопрягаемых деталей по формуле:

; .

Где μ1 и μ2-коэффициенты Пуассон, μ1=0,25-для чугуна,

μ2 =0,3- для стали.

=1.03

=2,125

Определяем геометрический параметр посадки z:

;

где Е1=0.74*1011 Па и Е2= 2.1*1011 Па- модуль упругости вала и втулки.

=3,6*10-12 мм/Па

Определяем величину наименьшего расчетного натяга по формуле:



=0,026 мкм

Определяем величину наибольшего расчетного натяга по формуле:



= 400,9 мкм

Определим поправку на снятие неровностей, по формуле:



Где Rz1 и Rz2 -высота микронеровностей вала и втулки до сборки, принимаем Rz1 = Rz2 =6 мкм, тогда:

=4,8 мкм

Поправку на температуру Nt рассчитываем по формуле:

Nt,

где α1, для стали11*10-6; α2. для чугуна 10*10-6

tp=50º; t=20º, получаем :

Nt=4,5 мкм

Определяем поправку γуд. Учитывающую равномерность распределения давления по длине соединения. При L/D=28/210=1,2>1 значит Yуд=1.2

Определим допускаемые натяги, по формуле:





=4,826 мкм
=481.38 мкм

Выбираем стандартную посадку с натягом, из условий;

=4.826 мкм

=481,38

Наиболее близкая является Н8-И8.

5.Нормирование шпоночного соединения.

Диаметр соединения D=42 мм, фиксирующая шпонка.

Поперечное сечение b×h=(12×8)мм

Свободное для получения посадок с гарантированным зазором, обеспечивающим надежную работу соединений с направляющими шпонками, а так же облегчения сборки соединения из термообрабатываемых деталей.

Из таблицы7, гл.5 (1) выписываем поля допусков размеров шпонок, пазов на валу и во втулке, а из таблиц 12,16 гл.2(1) соответствующее верхнее и нижнее отклонения.

Для соединения шпонка –паз:

-на валу:

-во втулке:

Поля допусков шпонки по размерам:

-ширина: b=12h9(-0,043) мм;

- высота: h =8h11(-0,09)мм;

-длина: L=50h14(-0,74)мм;

Поля допусков глубины паза:

-на валу: t1=5+0.2 мм;

-во втулке: t2=2,4+0.2мм;

6.Нормирование зубчатого колеса

m=6-модуль зацепления

Z=26-число зубьев колеса

Параметры зуборезной рейки:

h*а=1; C*=0.25; α=20º.

Определяем диаметр делительной окружности:

d=m*z

d=6*26=156 мм.

Определим диаметры окружности впадин df и выступов dа, по формулам:





Для зубчатых колес без смешения при

=141мм

=168 мм

Шаг зацепления необходимо знать при измерении его предельных отклонений, он определяется по формуле:

мм,

где - угол зацепления.

Степень точности 8-7-7-Е

степень точности зубчатого колеса производится на основе конкретных условий работы передачи: окружной скорости, передаваемой мощности, режима работы и т.д.

Данная степень точности по ГОСТ 1643-81 8-7-7-Е, откуда видно, что «8»-я степень точности принимается по нормам кинематической точности, «7»-я по нормам плавности и по нормам контакта зубьев; «Е» - вид сопряжения.

Выбор производится на основе конкретных условий работы передачи в соответствии с ГОСТ 1643-81.

Зубья нарезаются обкаткой или методом деления. После нарезания зубья не шлифуются, при необходимости отделываются или притираются. Шероховатость профиля зуба мкм. Повышенные скорости и умеренные мощности или небольшие скорости при значительных нагрузках. Зубчатые колеса металлорежущих станков, скоростных редукторов, колеса в авиа- и автостроении при окружной скорости до м/с и КПД передачи не ниже .

Длина общей нормали W и поле допуска на среднюю длину общей нормали.

Длина общей нормали для цилиндрических прямозубых колес рассчитывается по формуле:

W=;

Где =26/9+1=3,89

W==62,63 мкм

Наименьшее отклонение (верхнее отклонение) длины общей нормали состоит из двух слагаемых, первое из которых зависит от вида сопряжения и делительного диаметра колеса, а второе – от допускаемого радиального биения .

Величина устанавливается в соответствии с нормой кинематической точности. Допуск на радиальное биение зубчатого венца .



Допуск на среднюю длину общей нормали .

Наибольшее отклонение средней длины общей нормали (нижнее отклонение):

.

Таким образом длина общей нормали .

Минимальное отклонение толщины зуба по таб.5.22.по виду сопряжения Е и норме плавности . Сопряжения Е и боковому зазору d



Допуск радиального биения наружного диаметра зубчатого колеса относительно посадочного отверстия

Допуск задается с целью ограничения возможного дисбаланса в зависимости от частоты вращения вала колеса до 600 мин-1. В данном случае, при небольших частотах вращения данный допуск вводить не рекомендуется.

Допуск торцового биения

Зубчатое колесо сопрягается с валом по переходной посадке. В этом случае биение торца колеса определяют независимо от длины ступицы колеса, когда точно неизвестно, что базовый торец колеса является базовым.

Принимаем допуск на торцевое биение .

Выбор допусков формы и расположения

а) на цилиндричность отверстия Т/о/=0.3*t ; Т/о/=0.3*0.021=6,3 мкм

где t-допуск размера отверстия диаметром 20Н7, равный 21 мкм.

б) Так как l/d=50/42>0,8 то назначаем допуск перпендикулярности:

Т=40мкм

в) Параллельность шпоночного паза:

Т=0.6*t шп=0.6*0.02=12 мкм

Симметричность шпоночного паза:

Т% =4* t шп =4*0.02=80 мкм

Рекомендуемая литература:

  1. Белкин И.М. Допуски и посадки (основные нормы взаимозаменяемости).- М.: Машиностроение.1992г.

  2. Дунаев П.Ф. Допуски и посадки, обоснование выбора.-М.: Высшая школа.1984 г.

  3. Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении: Справочник в 2т.-М.: Издательство стандартов,1971 г.

  4. Иванов М.Н. Детали машин:5-ое издание.-М.: Высшая школа.1991 г.

  5. Мягков В.Д. Допуски и посадки Справочник в 2т.-М.: Машиностроение.1983г

  6. Якушев А.И. Взаимозаменяемость. Стандартизация и технические измерения.- М.: Машиностроение.1986г

  7. Анухин В.И. Допуски и посадки 3-е изд.-СПб.: ПИТЕР,2004.207с

  8. Болотовский И.А, Справочник по корригированию зубчатых колес.-М.: МАШГИЗ,1962,215 с.


написать администратору сайта