Главная страница
Навигация по странице:

  • Построение и расчет размерных цепей

  • Метод полной взаимозаменяемости

  • Звено

  • Обозн.

  • Метод неполной взаимозаменяемости

  • Посадка подшипников качения.

  • 3.1 Калибр-скоба

  • 3.2 Расчет калибра – пробки.

  • 4.Расчет соединения с гарантированным натягом.

  • 5.Нормирование шпоночного соединения.

  • 6.Нормирование зубчатого колеса

  • метрология Я. ОзэСодержание Построение и расчет размерных цепей



    Скачать 349.5 Kb.
    НазваниеОзэСодержание Построение и расчет размерных цепей
    Дата31.03.2018
    Размер349.5 Kb.
    Формат файлаdoc
    Имя файламетрология Я.doc.doc
    ТипДокументы
    #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