Размещено на http://www.allbest.ru/221

Размещено на http://www.allbest.ru/

Вступ

В основу сучасного промислового виробництва покладено масовість. А в умовах масового виробництва широко застосовується спеціалізація і кооперування. Лише таке виробництво здатне задовольняти зростаючі потреби народного господарства, підвищити продуктивність праці ефективність і якість вітчизняним та зарубіжним зразкам. Якість - це сукупність властивостей і показників, які визначають придатність виробу задовольняти вимоги народного господарства чи населення.

Крім того якість - це відповідність вимогам стандарту, креслення або технічним вимогам.

Підвищення якості машин і механізмів можливе на основі принципів взаємозамінності, стандартизації і при впроваджені прогресивних методів і засобів контролю в машинобудуванні.

Мета дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання» - вивчення основ взаємозамінності, стандартизації та метрології, здобуття навичок використання і дотримання вимог стандартів, виконання розрахунків з вибору посадок типових спряжень, метрологічного забезпечення при виготовлені машин.

1. Аналіз роботи механізму та обґрунтування призначення посадок

Аналіз роботи чотирьох ступінчастого редуктора

Крутний момент від двигуна через шків 26 подається 4, змонтований в корпусі на підшипниках кочення 2 і 6. Для запобігання зміщення підшипника 6 відносно вала 4 встановлене стопорне кільце 5. Шків 26 встановлено за допомогою шпонки на конічному кінці вала 4. На шліцьовій частині валу 4 встановлено зубчастий блок 3, який попарно з'єднуючись з зубчастими колесами 20 чи 22 передає обертальний рух на вал 13, що змонтовано в корпусі на підшипниках кочення 12,18 та 23. Для запобігання зміщення підшипника 18 відносно валу 13, встановлено стопорні кільця 17 та 19. На валу 13 встановлені за допомогою шпонки зубчасті колеса 15,20,22 та з натягом зубчасте колесо16. При зачепленні зубчастих коліс 15 чи 16 з зубчастим блоком 8, що встановлене на шліцьовій частині валу 9, цей вал буде отримувати різну частоту обертання. Вал 9 змонтовано на підшипниках ковзання 7 та 10. Для запобігання осьового зміщення зубчастих коліс встановлені втулки 14 і 21. Температурні деформації компенсуються ланками А_У1 і А_У2.

посадка шпонковий шліцьовий з'єднання

2. Обґрунтування призначення посадки з зазором

2.1 Характеристика та приклади використання посадок з зазором(D1)

Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з'єднань. В таких посадках передбачається гарантований зазор, необхідний для забезпечення простоти складання-розбирання, взаємного переміщення деталей, компенсації теплових деформацій, розміщення шару мастила, а також компенсації похибок форми і взаємного розташування поверхонь і осей.

Посадки типу H/f - «ходові». Характеризуються помірним гарантованим зазором, достатнім для вільного обертання в підшипниках ковзання при легких та середніх режимах роботи (швидкість до 150 рад/с.), вільного лінійного переміщення деталей та вузлів.

Приклади використання ходових посадок.

H7/f7 - посадка, якій надається перевага. Застосовується для підшипників ковзання коробок передач, пальці кривошипів в головках шатунів; шатунна шийка валів в підшипниках автомашин, поршні в циліндрах компресорів,

поршень в гальмівному циліндрі машини, зубчасті колеса і муфти, що переміщуються вздовж валів.

H9/f9; H8/f8 - підшипники ковзання при великих швидкостях обертання, для направлення поршнів і штоків гідроциліндрів, центрування кришок циліндрів, вал барабана молотилки.

Розрахунок для посадки з зазором 20 мм:

D_max = D_н + ES = 20 + 0,021 = 20,021;

D_min = D_н + EI = 20 + 0 = 20;

TD = D_max - D_min = 0,021 - 0 = 0,021;

d_max =d_н + es = 20 + (-0,020) = 19,980;

d_min = d_н + ei = 20+ (-0,041) = 19,959;

Td = d_max - d_min = -0,020 - 0,041 = 0,021;

S_min = D_min - d_max = 20 - 19,980 = 0,02;

S_max = D_max - d_min = 20,021 - 19,959 = 0,062;

TS = S_max - S_min = 0,062 - 0,02 = 0,042;

Перевірка:

TS = Td + TD = 0,021 + 0,021 = 0,042.

Схема розміщення полів допусків посадки з зазором(D1)

2.2 Характеристика та приклади використання перехідних посадок(D2)

Перехідні посадки використовують для нерухомих але розбірних з'єднань, забезпечуючи при цьому якісне центрування деталей, що з'єднуються. В цих посадках можливі як натяги N, так і зазори S. Але величини натягів і зазорів малі, тому при таких натягах деталі не передають крутні моменти та осьові сили і в основному не потребують перевірки міцності по величині максимального натягу N_max. При зазорах зміщення осей деталей дуже малі, за рахунок чого і забезпечується висока точність центрування.

Рисунок 2.1. Приклади призначення посадок з'єднань

Перехідні посадки встановлені у відносно точних квалітетах: 5… 8, тому що повинні забезпечувати центрування і постійність зусилля при складані.

Посадки типу H/j_S - «щільні». З перехідних посадок характеризуються

Розрахунок для перехідної посадки, мм: 21 мм:

D_max = D_н + ES = 21+ 0,021 =21,021;

D_min = D_н + EI = 21 + 0 = 21;

TD = ES - EI = 0,021 - 0 = 0,021;

d_max = es + d_н=21+0,008=21,008;

d_min = ei + d_н =21+(-0,008)=20,992;

Td = d_max - d_min = 0,008 - (-0,008)= 0,016;

S_max = D_max - d_min = 0,021 - (-0,008) = 0,029;

N_max = d_max - D_min = 0,008-0 = 0,008;

N_min=-S_max; S_min=-N_max;

Ts=TN=S_max - (-N_max)=0,029 - (-0,008)=0,037;

Перевірка:

TS=TN=TD+Td=0,016+0,021=0,037.

Схема розміщення полів допусків перехідної посадки(D2)

2.3 Характеристика та приклади використання посадок з натягом (D3)

Посадки з натягом призначені для отримання нероз'ємних і нерозбірних з'єднань. Нерухомість деталей забезпечується за рахунок напружень, що виникають в деталях під час складання. Використання цих посадок дозволяє спрощувати конструкцію вузлів.

При складанні таких з'єднань потрібні значні зусилля. Часто для полегшення складання (особливо при великому натягові і при малій жорсткості деталі) деталі піддають термічним деформаціям (вал охолоджують, а деталь з отвором нагрівають). При цьому підвищується якість з'єднання, менше пошкоджуються спряжені поверхні.

Області застосування посадок.

Посадки типу H/р - «легкопресові». Характеризуються мінімальними гарантованими натягами. Застосовують у випадках: 1) для передачі руху при малих навантаженнях; 2) для тонкостінних деталей, 3) для центрування важко навантажених деталей з додатковою фіксацією від відносного зміщення.

Приклади використання легкопресових посадок.

H7/р6 - посадка, якій надається перевага. Застосовується для установки зубчастих коліс на валах редукторів (з шпонкою), установочні кільця на валах електродвигунів, втулки в корпусі для підшипників ковзання при невеликих навантаженнях.

Посадки типу H/s і H/t - «пресові». Характеризуються помірними натягами, які забезпечують передачу навантажень середньої величини без додаткового кріплення.

Приклади використання пресових посадок.

H7/r6, H7/s6; H7/t6 - втулки підшипників ковзання при важких и ударних навантаженнях автомашин.

Приклади призначення посадок з натягом наведено на рис. 2.1.

Розрахунок параметрів посадки з натягом(D3), 21 мм:

мм:

D_max = D + ES = 21 + 0,021 = 21,021 мм;

D_min = D + EI = 21 + 0 = 21 мм;

TD = D_max - D_min = 0,021 - 0 = 0,021;

d_max = d + es = 108 + 0,076 = 21,048 мм;

d_min = d + ei = 21 + 0,035 = 21,035 мм;

Td = d_max - d_min = 0,048 - 0,035 = 0,013;

N_min = d_min - D_max = 0,035 - 0,021 = 0,014;

N_max = d_max - D_min = 0,048 - 0 = 0,048;

TN = N_max - N_min = 0,048 - 0,014 = 0,034;

Перевірка:

TN = Td + TD = 0,021 + 0,013 = 0,034.

Схема розміщення полів допусків посадки з натягом(D3), мм:

3. Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів

Призначення та область застосування граничних калібрів

У виробництві, особливо масовому і крупно серійному, контроль деталей часто здійснюється калібрами і шаблонами.

Робочі калібри використовуються для контролю деталей на робочих місцях у процесі їх виготовлення (ПР прохідний робочий; НЕ непрохідний робочий). Контрольні калібри використовують для контролю або регулювання робочих калібрів (К ПР контрольний калібр для прохідного робочого калібра; К НЕ контрольний калібр для непрохідного робочого калібра; К U контрольний калібр для контролю спрацювання прохідної сторони робочого калібра).

ГОСТ 24853 81 (СТ РЕВ 157 75) на гладенькі калібри встановлює такі допуски на виготовлення: Н робочих калібрів (пробок) для отворів; Н₁ калібрів (скоб) для вала; Н_Р контрольних калібрів для скоб. Для прохідних калібрів, які в процесі контролю спрацьовуються, крім допуску на виготовлення, передбачаються допуски спрацювання.

Калібри і контркалібри характеризуються номінальними і виконавчими розмірами.

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів і контркалібрів для посадки з зазором (D1).

20

Розрахунок калібра скоби:

Z₁ = 3 мкм; H₁ = 4 мкм;

Y₁ = 3 мкм; =0;

ПР_min = d_max - z₁ - (H₁ / 2) =19.959 - 0.003+(0,004 / 2) = 19,958 мм;

ПР_зн = d_max + Y₁ = 19,980+0,003= 19,983 мм;

HE_min = d_min - (H₁ / 2) =19,959 - (0,004 / 2) =19,957 мм.

Розрахунок контркалібрів.

Hр=1,5 мкм; Y1=3 мк; Z1=3 мкм;

K - ПР = d_max - z₁ + (H_P / 2) = 19,980 - 0,003 + (0,0015 / 2) = 19,9778 мм;

K - З = d_max +Y₁ + (H_P / 2) =19,980+0,003+(0.0015/2)=19,9838 мм;

K - HE = d_min + (H_P / 2) = 19,959+(0.0015/2)=19.9598 мм;

Виконавчі розміри контркалібрів.

K - ПР =d_max-z₁+0,5H_p=19,980-0,003+0,5Ч0,015=19,985_-0,0015 мм;

K - HЕ =d_min+б₁0,5H_p=19,959+0+0,5Ч0,015=19.967_-0,0015мм;

K - U = 19,991_-0,0015мм.

Розрахунок виконавчих розмірів калібру - пробки для контролю отворів.

20 H7

D_max = 20,021 мм; D_min = 20 мм;

Z₁ = 3 мкм; H = 4 мкм;

Y₁ = 3 мкм;

ПР_max = D_min + z₁ + (H / 2) = 20 + 0,003 + (0,004 / 2) = 20,005 мм;

HE = D_max + (H / 2) = 20,021 + (0,004 / 2) = 20,023 мм;

Границя зносу калібра;

ПР_зн = D_min - Y = 20 - 0,003 = 19,997 мм.

Розміри на кресленні:

ПР = 20,005_-0.004 мм;

НЕ =20,023_-0.004 мм;

4. Розрахунок і вибір посадок для підшипників кочення

4.1 Призначення та вибір посадок підшипників кочення

Підшипники кочення - найбільш поширені стандартні вироби, без яких неможлива робота практично жодної машини. Якість підшипників, довговічність і надійність їх роботи залежить від точності приєднувальних розмірів - зовнішнього діаметру D₁ зовнішнього кільця і внутрішнього діаметру d внутрішнього кільця, а також від точності тіл кочення, складання, радіального і торцевого биття. Відхилення приєднувальних розмірів D і d кілець підшипників наведені в [2, с. 806; табл. 4.70…4.75], /дод. 7/. Вибір посадок кілець підшипників кочення визначається характером їх навантаження. При цьому розрізняють такі види навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне /рис. 4.1/.

Місцеве навантаження характеризується постійним по величині і напрямку радіальним навантаженням, що передається нерухомому кільцю. Отже, під навантаженням знаходиться обмежена ділянка поверхні кільця /рис. 4.1, а/.

Рис. 4.1.

При циркуляційному навантаженні постійне по величині і напрямку навантаження передається обертаючому кільцю або обертаюче навантаження сприймається нерухомим кільцем. В цьому випадку послідовно буде навантажена вся поверхня кільця /рис. 4.1, б/.

Коливальне навантаження відбувається, коли на кільце діє постійне по величині і напрямку навантаження Р_n в поєднанні з обертаючим навантаженням P_в /рис. 4.1, в/. Отже, виникає обертаюче знакозмінне навантаження, що сприймається певною ділянкою поверхні кільця. В окремих випадках при певному співвідношенні обертаючого навантаження та постійного можуть виникнути умови, що відповідають місцевому або циркуляційному навантаженню.

На рис. 4.1 Р_n Р_в Р_p - відповідно постійне по напрямку, обертаюче і рівнодіюче навантаження. Поля допусків для встановлення підшипника на вал і в корпус наведені в 1, с. 816, табл. 4.78, 4.79; /дод. 8,9/.

При циркуляційному навантаженні посадки на вал і в корпус вибираються по інтенсивності радіального навантаження Р_R для посадочної поверхні розраховується із співвідношення:

де R - радіальна реакція опори (Н); b = B - 2•r - робоча ширина посадочного місця; В-робоча ширина підшипника (м); r - радіуси скруглення (м); K_n - динамічний коефіцієнт, який залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах K_n = 1 при навантаженні до 300% K_n = 1,8); F - коефіцієнт ослаблювання порожнистого вала або тонкостінного корпусу; F_A - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження міх рядами роликів в дворядних конічних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1, с. 817, табл. 4.80, 4.81. В прикладах, які розглядаються в даних методичних вказівках, коефіцієнти F = F_A = 1.

Рекомендації по вибору полів допусків при установленні підшипників на вал, або в корпус з урахуванням характеру навантаження, крім циркуляційного..

4.2 Розрахунок посадок підшипників кочення

Формулювання задачі:

Вибрати посадку циркуляційно навантаженого кільця радіального однорядного підшипника №320 класу точності 6.

(d = 100 мм; D = 215 мм; В = 47 мм; r = 5 мм) /дод. 10/ на обертаючий суцільний вал, розрахункова радіальна реакція опори R = 4500 Н. Навантаження є спокійним.

Рішення:

Розраховуємо інтенсивність навантаження:

= 4500 / ((47 - 2•5) •10^-3) •1 •1 •1 = 107 •10³ Н/м

Такій інтенсивності навантаження по таблиці /дод. 8/ для зовнішнього кільця підшипника відповідає поле допуску Н7.

Для внутрішнього кільця підшипника, яке має місцеве навантаження по таблиці /дод. 9/ відповідає поле допуску валу k6.

4.3 Схема розміщення полів допусків кілець підшипників кочення і з'єднаних з ними деталей (корпус і вал)

5. Вибір посадок для шпонкових зєднань

5.1 Обґрунтування вибору посадок для шпонкових з'єднань

Шпонкові зєднання призначенні для зєднання валів між собою за допомогою спеціальних пристроїв (муфт), а також для зєднання з валами, осями різних тіл обертання (зубчатих коліс ексцентриків, шківів маховиків).

Стандартизовані шпонкові зєднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками. Частіше всього застосовується група ненапружених призматичних і сегментних шпонкових зєднань. Використання призматичних шпонок дає можливість більш точно центрувати спряжені елементи і отримувати як нерухомі, так і ковзаючі зєднання.

В шпонкових зєднаннях вибір полів допусків шпонки і шпонкових пазів визначається з конструктивних міркувань.

Якщо матеріал втулки піддається обробці протягуванням або калібруванням, то з міркувань економічності вибирають по зовнішньому діаметру D зєднань з прямобічним профілем зубців або по діаметру впадини втулки D₁ зєднань з евольвентним профілем зубців.

Поля допусків вала і втулки по центруючому діаметру визначають із умови точності центрування і довговічності.

Шпонки звичайно спряжуються по ширині з валом по нерухомій посадці, а з втулками - по одній з рухомих посадок. Натяг необхідний для того, щоб шпонка не переміщувалась при експлуатації, а зазор - для компенсації уникнення неточності пазів і їх перекосів.

5.2 Поля допусків поверхонь шпонкового з'єднання по ширині шпонки

1. Основні розміри призматичних шпонок і шпоночних пазів на валах і в втулках приймаємо відповідно до (СТ РЕВ 189 - 75) [5, дод. 7. с. 197]:

Діаметр вала, d	Номінальні розміри шпонки	Інтерв. довжин l	Глибина паза	Радіус заокруглення r або фаска S145
	b h	від	до	на валу t1	у втулці t2	max	min
108	32 16	80	320	10,0	6,4	0,6	0,4

2. Граничні відхилення параметра b (ширина шпонки). Для нормального з'єднання стандартом передбачено [1, ст. 113, 121]:

ширина шпонки 32 h9_-0,062;

ширина паза вала 32 N9_-0,062;

ширина паза втулки 32 Js9

Приклад умовного позначення призматичної шпонки з розмірами:

ширина шпонки b = 32;

висота шпонки h = 16;

довжина шпонки l = 90 мм;

діаметр вала d = 108 мм;

тип з'єднання нормальне

Шпонка 32 16 90 СТ РЭВ 189-75.

Для шпонкового зєднання масового виробництва вибираємо посадку

шпонки .

5.3 Схема розміщення полів допусків

Рис. 5

6. Вибір посадок для шліцьового з'єднання

6.1 Обґрунтування вибору посадок для шліцьових з'єднань

посадка шпонковий шліцьовий зєднання

Шліцьові з'єднання призначені для передачі крутячих моментів і осьових сил. Порівняно із шпонковими шліцьові з'єднання забезпечують краще центрування і більшу рівномірність розподілу навантажень по висоті зуба /шліця/, передають більші крутні моменти.

Шліцьові з'єднання бувають з прямим, евольвентним, трикутним профілем.

Розміри елементів шліцьового з'єднання стандартизовані. Шліцьові з'єднання з прямобічним профілем виготовлять за ГОСТ 1139-80 /СТ РВ.В 187-75 1 СТ РЕВ І88-75/, а з евольвентним - за ГОСТ 6033-60 /СТ РЕВ 269-76; СТ РЕВ 268-76; СТ РЕВ 269-76/.

Шліцьові з'єднання трикутним профілем широкого поширення не набули.

Основні параметри шліцьового з'єднання з прямобічним профілем показано на рис. 6.1.

Рис. 6.1

Шліцьові з'єднання характеризуються зовнішнім діаметром D, внутрішнім діаметром d, шириною b шліця, числом шліців /зубів/ z. 3'єднання бувають трьох серій: легкої, середньої і важкої.

Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки досягається одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D; за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців.

Центрування за зовнішнім діаметром D /рис. 6.2, а/ рекомендується тоді, коли твердість втулки дає змогу обробляти протягуванням. Цей спосіб найбільш простий і економічний.

Центрування за внутрішнім діаметром d /рис. 6.2, б/ доцільне, коли втулка має високу твердість і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d.

Вал обробляють на шліцьошліфувальному верстаті.

Центрування за боковими сторонами шліців /рис. 6.2, в/ не забезпечує

точного центрування вала і втулки, але дає найрівномірніший розподіл сил між шліцями. Метод центрування рекомендується для з'єднань у механізмах, які передають великі крутячі моменти або знакозмінні навантаження. Він забезпечує найменші зазори між боковими поверхнями зубів і западин.

Рис. 6.2

Допуски та посадки. ГОСТ 1139-80 /СТ РЕВ 187-75 і СТ РЕВ І88-75/ регламентує допуски на розміри D, d, b. Повний /сумарний/ допуск /рис. 6.3/ дорівнює сумі похибок розміру, форми і розміщень поверхонь. Наприклад:

де - відповідно похибки розмірів, форми і розміщень.

Рекомендовані поля допусків втулок: H7, F8, D9, F10; валів: g6, js6, js7, k7, e8, f9, h9, d9, f9.

Рис. 6.3

Стандартом передбачені також рекомендовані поєднання полів попусків валів і втулок, які утворюють посадки.

Визначаємо розміри елементів шліцьового з'єднання.

.

Розшифровка позначень посадки.

D спосіб центрування по зовнішньому діаметру:

для отвору ;

для валу ;

z = 10 число шліців;

d = 92 мм внутрішній діаметр шліца;

D = 102 мм зовнішній діаметр шліца;

b = 14 мм ширина шліца.

Визначаємо розмірні характеристики шліцьового з'єднання.

З'єднання з центруванням по боковим сторонам зубців D9/k7, по внутрішньому діаметру H7/g6.

6.2 Схема розміщення полів допусків

Рис 6.4

7. Розрахунок та вибір посадок для різьбових з'єднань

7.1 Призначення допусків та посадок для різьбових з'єднань

Вибір вимог до точності виготовлення різьбових зєднань залежить від класу точності: точний, середній і грубий. Вимоги до точності розємних нерухомих зєднань випливають із умов згвинчування болта і гайки, і міцності.

Різьбова поверхня утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхні.

Різьбові з'єднання застосовуються для кріплень, переміщень, перетворення руху обертального в поступальний і навпаки, герметизації. Різьбові з'єднання застосовуються у машинах, приладах, інструментах. Понад 60 деталей у машинах мають різьбу.

Всі різьби можна класифікувати по призначенню, профілю витків, числу заходів, направленню обертання контуру.

Різьба метрична для діаметрів 1-600 мм поділяється на різьбу з великим кроком і діаметром 1-68 мм і різьбу з малим кроком діаметром 1-600 мм. Метрична різьба використовується в основному в якості кріпильної для різьбових зєднань. Це пояснюється тим, що порівняно з іншими різьбами мають найбільш високий приведений коефіцієнт тертя.

Пониження ККД різьб з малим кроком являється наслідком збільшення роботи сил тертя, тому порівняно з різьбою з великим кроком, різьби з малим кроком більш надійні від самовідгвинчування метрична різьба з малим кроком рекомендується для різьбових зєднань при малій довжині згвинчування, при тонкостінних деталях, сконструйованих регулювальних і подібних пристроїв. В випадку використання метричної різьби з малим кроком навіть не велике зусилля достатньо для того, щоб гвинти самовільно не відгвинчувались під дією зовнішніх сил.

7.2 Визначення номінальних та граничних розмірів різьбового з'єднання

Визначимо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з'єднання:

Визначаємо крок метричної різьби по [2, ст. 141, табл. 4.24]

для d = 30 мм, крок Р = 1,5 мм.

2. Номінальні діаметри з'єднання:

Зовнішній діаметр d, D = 30.

Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби, визначаємо по емпіричним формулам вибраним з літератури [2, табл. 4.24.]:

середній діаметр, d₂, D₂:

d₂ = D₂ = 29,026 мм;

внутрішній діаметр, d₁, D₁;

d₁ = D₁ = 28,376 мм.

3. Граничні відхилення діаметрів зовнішнього і внутрішнього різьби:

а) діаметр зовнішньої різьби:

зовнішній es = - 0,032; ei = - 0,268;

середній es₂ = - 0,032; ei₂ = - 0,182;

внутрішній es₁ = - 0,032

б) діаметр внутрішньої різьби:

зовнішній EI = 0;

середній ES₂ = + 0,2; EI₂ = 0;

внутрішній ES₁ = + 0,3; EI₁ = 0.

Розраховуємо граничні розміри болта, мм

d_2max = d₂ + es₂ = 29,026 + ( 0,032) = 28,995 мм;

d_2min = d₂ + ei₂ = 29,026 + ( 0,182) = 28,844 мм;

d_max = d + es = 30 + ( 0,032) = 29,968 мм;

d_min = d + ei = 30 + ( 0,268) = 29,732 мм;

d_1max = d₁ + es₁ = 28,376 + ( 0,032) = 28,344 мм;

d_1min не нормується.

Визначаємо граничні розміри гайки [2, табл. 4.29]

D_2max = D₂ + ES₂ = 29,026 + 0,2 = 29,226 мм;

D_2min = D₂ + EI₂ = 29,026 + 0 = 29,026 мм;

D_1max = D₁ + ES₁ = 28,376 + 0,3 = 28,676 мм;

D_1min = D₁ + EI₁ = 28,376 + 0 = 28,376;

D_min = D + EI = 30 + 0 = 30.

D_max не нормується;

Визначаємо граничні діаметри розмірів різьбових поверхонь і складаємо схему розміщення полів допусків для різьбового з'єднання.

Рис. 7

8. Розрахунок розмірних ланцюгів

8.1 Основні положення теорії розмірних ланцюгів

В будь якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв'язані між собою взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний зв'язок регламентується розмірними ланцюгами.

Розмірний ланцюг сукупність взаємозв'язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (або осей) однієї або декількох деталей.

Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв'язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.

Кожний з розмірів, який утворює розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші складові.

Замикаюча ланка розмірного ланцюга A_У безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх ланок.

По відношенню до замикаючої ланки складові ланки діляться на збільшуючі, із збільшенням яких вихідна ланка збільшується, та зменшуюча, при збільшенні яких вихідна ланка зменшується.

Вид ланки (збільшуюча або зменшуюча) можна встановити використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схему розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки.

Формулювання задачі:

На рис. 8.1. зображено вузол циліндричного редуктора, на валу 4 якого, розміщеного в підшипниках кочення 2, розташованих в корпусі 1, розміщений блок зубчастих коліс 3.

Згідно з технічними вимогами до вузла, що розглядається необхідно щоб сумарний осьовий зазор між підшипником 5 і кришкою 6 знаходився в межах 0,3…0,9 мм.

Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину осьового зазору.

8.2 Схема розмірного ланцюга

Рис. 8.1. Вузол механізму привода

8.3 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму мінімуму

Аналіз конструкції показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів підшипників А₃ і А₅, та розмірів А₁, А₂ і А_4.

Будуємо схему розмірного ланцюга (Рис. 6.1).

Задаємо направлення обходу по контуру і визначаємо зменшуючі та збільшуючі ланки:

А₁, А₃,…, А₅ - зменшуючі;

А₂ - збільшуюча.

Згідно з заданими технічними умовами A_У = . Тобто номінальне значення вихідної ланки A_У = 0,7. Допуск на розмір вихідної ланки Т_У = A_Уmax - A_Уmin = 0,90 - 0,45 = 0,45 мм.

Складаємо рівняння розмірного ланцюга:

A_У + A₁ + A₄ + A₅ + A₆ - A ₂ - A₃ = 0.

Із конструктивних міркувань прийнято що

;

A₁ = • A_1(кр) = 2 • 5,5 = 11 мм;

A₂ = • A_2(кр) = 2 • 182,35 = 364,7 мм;

A₃ = • A_3(кр) = 2 • 2 = 4 мм;

A₄ = • A_4(кр) = 2 • 21,5 = 43 мм;

A₅ = • A_5(кр) = 2 • 27 = 54 мм;

A₆ = • A_6(кр) = 2 • 130 = 260 мм.

Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння і дістанемо:

A_У + A₁ + A₄ + A₅ + A₆ - A ₂ - A₃ =

= 0,7 + 11 + 43 + 54 + 260 - 364,7 - 4 = 0.

Отже вимога основного рівняння виконана.

Приймаємо що допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності.

Визначаємо число одиниць допуску

.

По табл. 2 4, ст. 14 вибираємо найближче менше число одиниць допуску а = 25, що відповідає 8 квалітету.

По стандарту СТ РЕВ 144-75 призначаємо допуски на всі складові розміри по 9 квалітету

Т_A1 = 27 мкм; Т_A2 = 97 мкм;

Т_A3 = 16 мкм; Т_A4 = 39 мкм;

T_A5 = 46 мкм; Т_A6 = 81 мкм.

Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:

(27 + 97 + 16 + 39 + 46 + 81) ? 450;

306 ? 450;

Отже умова виконується.

Згідно з рекомендаціями 2, ст. 25 призначаємо відхилення на всі складові розміри. Зокрема, на розмір A₂, як на ступінчастий, відхилення буде симетричним, а всі інші розміри, як на основний вал, тобто в «мінус», тоді:

A₁ = 11 - _0,027; A₂ = 364,7 0,0485;

A₃ = 4 - _0,016; A₄ = 43 - _0,039;

A₅ = 54 - _0,046; A₆ = 260 - _0,081.

Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:

;

.

Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:

-0,025 = 0 - (- 0,0135 - 0,008 - 0,0195 - 0,023 - 0,0405);

-0,025 ? 0,1045.

Отже умова не виконується і тому доцільно ввести «залежну» ланку.

Нехай залежною ланкою буде A₆. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A₆. Враховуючи, що ланка A₆ - зменшуюча, її середнє відхилення визначаємо за формулою:

= E_с6 = 0 - (- 0,0135 - 0,008 - 0,0195 - 0,023) + 0,025 = 0,089;

= E_с6 = 0,089.

Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:

 = 0,089 + (- 0,0405 / 2) = 0,06875;

= 0,089 - (- 0,0405 / 2) = 0,10925.

Таким чином можна записати, що

A₆ = 260;

Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою:

-0,025 = 0 - (- 0,0135 - 0,008 - 0,0195 - 0,023 + 0,089);

-0,025 = -0,025.

Таким чином, виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів, які входять у розмірний ланцюг, і обґрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення.

Список літератури

1. Допуски и посадки: Справочник /В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение, 1982. - ч. 1

2. Допуски и посадки: Справочник /В.Д. Мягков, М.А. Палей, А.В. Романов, В.А. Врагинский. Л.: Машиностроение, 1983. - ч. 2

3. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М., Взаимозаменяемость,

стандартизация и технические измерения. - М.: Машиностроение, 1986.

4. Дунаев П.Ф., Дедиков О.П., Варламова Л.П. Допуски и посадки Обоснование выбора. - М.: Высш. школа, 1984.

5. СТ СЭВ 144-75. Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки.

6. СТ СЭВ 368-76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.

7. СТ СЭВ 638-77. Шероховатость поверхности. Параметры, характеристики и обозначения.

8. ГОСТ 2.105-68. Форма для текстовых конструкторских документов.

9. Гаврилюк B.І. Кукляк М.Л, Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання. - К.: УМК ВО, 1990.

10. Методичні вказівки до самостійної роботи, курсового і дипломного проектування з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання» «Розрахунок розмірних ланцюгів» А.А. Козлов, В.О. Глушич, В.А. Дусанюк, П.М. Москалюк, О.М. Переяславський

Размещено на Allbest.ru