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 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 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 -В∆= 2,0-2=2 ∆I∆= В∆ min -В∆= 0,2-2=-1.8 Определяем допуск замыкающего звена Т∆ по формуле: Т∆ = В∆ max -В∆ min= 2,0-0.2=1,8 мм=1800мкм. 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 ∆S8=Т8 +∆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 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. 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 Рдоп=Рдоп2=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: Белкин И.М. Допуски и посадки (основные нормы взаимозаменяемости).- М.: Машиностроение.1992г. Дунаев П.Ф. Допуски и посадки, обоснование выбора.-М.: Высшая школа.1984 г. Единая система допусков и посадок СЭВ в машиностроении и приборостроении: Справочник в 2т.-М.: Издательство стандартов,1971 г. Иванов М.Н. Детали машин:5-ое издание.-М.: Высшая школа.1991 г. Мягков В.Д. Допуски и посадки Справочник в 2т.-М.: Машиностроение.1983г Якушев А.И. Взаимозаменяемость. Стандартизация и технические измерения.- М.: Машиностроение.1986г Анухин В.И. Допуски и посадки 3-е изд.-СПб.: ПИТЕР,2004.207с Болотовский И.А, Справочник по корригированию зубчатых колес.-М.: МАШГИЗ,1962,215 с.