Курсовая работа

по дисциплине

«Метрология, стандартизация и сертификация»

Пояснительная записка

ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Студент группы. ТМ2-101-0С Артемьев А.А.

Руководитель курсовой

работы Свиридов В.Г.

Воронеж 2013

Лист замечаний

РЕФЕРАТ

Курсовая работа содержит 48 с., 18 рис., 11 таблиц, 8 использованных источников, 5 приложений.

Соединения гладкие, шпоночные, резьбовые, допуски, посадки, контроль, приборы, размеры обозначения, измерения, размерные цепи, схемы сертификации, заявка на сертификацию, сертификат соответствия.

Цель работы: научиться определять предельные отклонения, предельные размеры, допуски и посадки гладких цилиндрических, шпоночных, резьбовых соединений; выполнять расчеты размерных цепей; научиться обозначать на чертежах и эскизах допуски и посадки; уметь выбирать универсальные средства для контроля размеров деталей; научиться выбирать схему сертификации; освоить принципы составления заявки на сертификацию и оформления сертификата соответствия.

Метод выполнения работы состоит в решении задач индивидуального технического задания с использованием таблиц и ГОСТов ЕСДП и других нормативных документов, сведенных в справочники.

Результатом выполненной работы являются: выбранные посадки; найденные величины предельных размеров, допусков, видов и параметров посадок различных соединений; построенные схемы расположения полей допусков; выбранные универсальные измерительные средства для контроля размеров деталей, входящих в соединения; выполненные эскизы и чертежи различных соединений и деталей с указанием шероховатости поверхностей и параметров отклонений формы; выполненный расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи; составленная заявка на сертификацию; оформленный сертификат соответствия в соответствии с заявкой.

СОДЕРЖАНИЕ

Введение.......................................7

1 Расчет и выбор посадки с натягом....................... 8

2 Расчет и выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус...... 14

3 Выбор посадок шпоночного соединения...................24

4 Определение допусков и посадок шлицевого соединения......... 27

5 Определение допусков и посадок резьбового соединения......... 33

6 Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи.......... 36

7 Составление заявки на получение сертификата соответствия........ 42

Заключение................................... 47

Библиографический список.......................... 48

Приложения..................................49

ВВЕДЕНИЕ

При изучении общепрофессиональных дисциплин «Метрология, стандартизация и сертификация» (МСиС) студентам специальности 151000.62 – «Машины и оборудование лесного комплекса» необходимо научиться: выполнять и читать технические схемы, чертежи и эскизы деталей, узлов и агрегатов машин, сборочные чертежи; выбирать допуски и посадки гладких цилиндрических, шпоночных и резьбовых соединений; выполнять расчеты размерных цепей; знать принципы выбора схем сертификации и уметь составлять заявку на сертификацию.

Курсовая работа охватывает наиболее важные разделы дисциплины и включает в себя семь задач:

1. Расчет и выбор посадки с натягом.

2. Расчет и выбор посадки подшипника качения на вал и в корпус.

3. Выбор посадок шпоночного соединения.

4. Определение допусков и посадок шлицевого соединения.

5. Определение допусков и посадок резьбового соединения.

6. Расчет допусков размеров, входящих в размерные цепи.

7. Составление заявки на получение сертификата соответствия.

При выполнении курсовой работы студент приобретает практические навыки: в расшифровке посадок и обозначении их на чертежах; в выборе универсальных измерительных инструментов для контроля деталей гладких цилиндрических соединений; в расчете и выборе посадок подшипников в зависимости от вида нагружения; в определении исполнительных размеров калибров; в обозначении посадок подшипников на чертежах; в выборе и обозначении на чертежах посадок шпоночных, шлицевых и резьбовых соединений; в расчете допусков размеров, входящих в размерные цепи и обозначении их на чертежах; в выборе схем сертификации; в принципах составления заявки на сертификацию и оформления сертификата соответствия.

1 РАСЧЕТ И ВЫБОР ПОСАДКИ С НАТЯГОМ

1.1 Исходные данные для расчета и выбора посадки с натягом представлены в таблице 1.1

Таблица 1.1 – Исходные данные для расчета посадки с натягом

1.2 Используя исходные данные (таблица 1.1.), выполним расчет и обоснование посадки с натягом.

Настоящий пример представляет собой наиболее распространенные случаи, когда посадку с натягом приходится рассчитывать для гладкого цилиндрического соединения, состоящего из полого вала и корпуса (рисунок 1.1).

Рисунок 1.1 – Эскиз к расчету посадки с натягом.

В посадке с натягом должна быть гарантирована неподвижность соединения в процессе эксплуатации без дополнительного крепления его деталей.

При запрессовке деталей происходит упругое деформирование корпуса и вала. От возникающих напряжений в соединяемых деталях создается давление Р_э – которое должно обеспечить неподвижность соединения при эксплуатации. Для того, чтобы не произошло относительного смещения деталей в соединении, при нагружении осевой силой F_ос и крутящим моментом М_кр необходимо выполнение неравенства

√ F_ос² + (2М_кр/d_н)²

Р_э ≥ —————————, (1.1)

π · d_н · l · ƒ

где Р_Э – давление, обеспечивающее неподвижность соединения при эксплуатации, Па;

d_Н – номинальный диаметр, м;

l – длина соединения, м;

F_ос - осевая сила, Н;

M_кр – крутящий момент, Н · м;

f – коэффициент трения (сцепления) сопрягаемых деталей.

Приняв f = 0, 08 [3, таблица 8], сила давления Р_Э будет равна:

√ 184² + (2 · 75/0, 13)²

Р_э ≥ ——————————— = 0, 398 · 10⁶ Па.

3, 14 · 0, 13 · 0, 09 · 0, 08

Натяг, способный обеспечить требуемое давление, определим по формуле:

С₁ С₂

N_min.p = P_Э· d_н —— + ——, (1.2)

Е₁ Е₂

где N_min.p - наименьший расчетный натяг, мкм;

Е₁и Е₂ – величины модулей упругости первого рода материала вала и корпуса;

С₁ и С₂ – коэффициенты Ламе для вала и корпуса вычислим по формулам:

1 + (d₁ / d_н)²

С₁ = ————— - μ ₁; (1.3)

1 - (d₁ / d_н)²

1 + (d_н / d₂)²

С₂ = ————— - μ ₂ , (1.4)

1 - (d_н / d₂)²

где µ₁, µ₂ – коэффициенты Пуассона материала вала и корпуса.

Приняв коэффициенты Пуассона из [3, таблицы 9] для бронзы µ₁ = 0, 33_; для стали µ₂ = 0, 28 и подставив их в формулы (1.3) и (1.4) получим:

1 + (110/130)²

С₁ = —————— - 0, 33 = 5, 7;

1 - (110/130)²

С₂ = ——————— - 0, 28 = 2, 48.

1 - (130/190)²

Полученные значения коэффициентов Ламе и модули упругости из [3, таблица 9]:

для для бронзы Е₁ = 1, 1 • 10¹¹ Па; стали Е₂ = 2, 1 • 10¹¹ Па подставим в формулу (1.2) и найдем наименьший расчетный натяг

N_min.p = 0, 398·10⁶ • 0, 13 • (5, 7 / 1, 1• 10¹¹ + 2, 48 /2, 1• 10¹¹) = 3, 29 мкм.

Величина поправки u на смятие неровностей контактных поверхностей, определяется из выражения

u = k₁ R_a1 + k₂R_a2, (1.5)

где R_a1и R_a2параметры шероховатостей, охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм;

k₁ и k₂ – коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей контактных поверхностей. При R_a> 1, 25 k = 5. При R_a ≤ 1, 25 k = 6.

С учетом поправки u наименьший фактический натяг N_min.ф можно определить, используя формулу

N_min.ф = N_min.p + u. (1.6)

Для нашего примера назначим для отверстия и вала предварительно IT7 и по [3, таблица 4] выберем параметры шероховатости по уровню точности С для вала R_a1 = 1, 6 мкм и для втулки R_a2 = 1, 6 мкм.

Тогда k₁ = k₂ = 5. Подставив принятые величины в формулы (1.5) и (1.6), получим

N_min.ф = 3, 29 + 16 = 19, 29 мкм.

Для обеспечения прочности сопрягаемых деталей при запрессовке необходимо, чтобы отсутствовали пластические деформации на контактных поверхностях вала и корпуса и выполнялись условия:

[P₁]≤ 0, 58 σ _Т1 [1 – (d₁/d_н)²]; (1.7)

[P₂] ≤ 0, 58σ _Т2 [1 – (d_н/d₂)²], (1.8)

где [P₁] и [P₂] – допускаемые давления, Па; σ _Т1 и σ _Т2 – пределы текучести материалов охватываемой и охватывающей деталей [3, таблица 10]:

σ _Т1 = 1, 47·10⁸ Па – для бронзы Бр 04 Ц4 С17; σ _Т2 = 3, 55·10⁸ Па – для стали 45.

Подставив найденные значения пределов текучести заданных материалов σ _Т1 и σ _Т2 в формулы (1.7) и (1.8), получим

[P₁] ≤ 0, 58 · 1, 47 · 10⁸ ·[ 1 – (110/130)² ] = 0, 242 · 10⁸ Па;

[P₂] ≤ 0, 58 · 3, 55 · 10⁸ ·[ 1 – (130/190)² ] = 1, 095 · 10⁸ Па.

Наименьшее из двух значений [P₁] = [P_min] = 0, 242 ·10⁸ Па, т.е. смятие вала может произойти при меньшем давлении и оно является определяющим при выборе посадки.

Тогда наибольший расчетный натяг

C₁ C₂

N_max.p= [P_min]·d_н — + — (1.9)

E₁ E₂.

Подставив в формулу (1.9) ранее найденные величины [P_min], d_н, С₁, С_2, Е₁ и Е₂ вычислим наибольший расчетный натяг

5, 7 2, 48

N_max.p = 0, 242 ·10⁸ · 0, 13· ——— + ——— = 0, 2 · 10^-3м = 200 мкм.

1, 1·10¹¹ 2, 1·10¹¹

С достаточной для практики точностью можно принять, что наибольший расчетный натяг

N_max.p и наибольший фактический N_max.ф натяги приближенно равны

N_max.p N_max.ф (1.10)

При выборе посадки должны выполняться неравенства между:

наименьшим табличными и фактическим натягами

N_min.Т > N_min.ф; (1.11)

наибольшим табличным и расчетным натягами

N_max.Т < N_max.p. (1.12)

Также может выполняться условие

З_НП (2-4)· З_ПР, (1.13)

где З_НП = N_min.Т - N_min.ф запас неподвижности соединения при эксплуатации;

З_ПР = N_max.p - N_max.Т. – запас прочности соединения при сборке.

При выборе посадки по [3, таблица 11] подходит Ø 130Н7/t6, где

N_max.Т. = 147 мкм, N_min.Т = 82 мкм, т.е. соблюдаются равенства (1.11) и (1.12):

При этом З_НП = 82 – 19, 29 = 68, 71 мкм, а З_ПР = 200 - 162 = 38 мкм, т.е.

З_НП/З_ПР = 68, 71/38 = 1, 8, что не позволяет принять выбранную посадку, т.к. не выполняется условие (1.13).

Воспользуемся для выбора посадки таблицами [3, таблица 1, 2, 3]. Назначим отверстие Ø 130Н8, а для увеличения запаса неподвижности выберем вал с основным отклонением Ø 130t8 (еi = +122 мкм) и величиной допуска

IT8 = 63 мкм. Тогда верхнее отклонение es = ei + IT8 = +122 + 63 = 185 мкм, наименьший табличный натяг N_min.Т = ei – ES = +122 – 63 = 59 мкм,

а наибольший табличный натяг N_max.Т = es – EI = +185 – 0 = 185 мкм.

Корректируем параметры шероховатости по уровню точности С для вала R_a1 = 1, 6 мкм и для втулки R_a2 = 1, 6 мкм. Тогда k₁ = k₂ = 5. Подставив принятые величины в формулы (1.5) и (1.6), получим

u = 5 • 1, 6 + 5 • 1, 6 = 16 мкм.

N_min.ф = 3, 29 + 16 = 19, 29 мкм.

Тогда запас неподвижности соединения

З_НП = 59 – 19, 29 = 39, 71 мкм,

а запас прочности

З_ПР = 200 – 185 = 15 мкм.

Соотношение З_НП/З_ПР = 39, 71/15 = 2, 65, что обеспечивает большую, чем в предыдущем случае надежность эксплуатации посадки с натягом.

1.3 Используя результаты расчета и выбора посадки с натягом построим схему расположения полей допусков гладкого цилиндрического соединения (рисунок 1.2).

Рисунок 1.2 – Схема расположения полей допусков соединения с натягом

Ø 130Н8/t8

1.4 Выполним эскиз (рисунок 1.3) гладкого цилиндрического соединения в сборе и деталей с простановкой размеров, обозначением шероховатости и отклонений формы поверхностей по уровню С [3, таблица 5].

Рисунок 1.3 – Гладкое цилиндрическое соединение: а – в сборе Ø 130Н8/t8;

1.5 Выберем универсальные средства измерения для отверстия и вала [3, таблица 7]. Результаты выбора представлены в таблице 1.2.

НА ВАЛ И В КОРПУС

2.1 Исходные данные для расчета и выбора посадки подшипника качения на вал и в корпус в таблице 2.1.

Таблица 2.1 – Исходные данные для расчета и выбора посади подшипника

2.2 Определим основные размеры подшипника по ГОСТ 8338-75 [3, таблица 14]: d = 25 мм – диаметр внутреннего кольца; D = 47 мм – диаметр наружного кольца; B = 12 мм – ширина колец; r = 1 мм – радиус фаски. Класс точности подшипника - 0.

2.3 Выберем посадку циркуляционно-нагруженного кольца из условия интенсивности радиальной нагрузки по формуле

F

Р_F = ————— · k₁·k₂·k₃, (2.1)

B - 2r

где Р_F- интенсивность радиальной нагрузки, Н/мм; k₁ – динамический коэффициент; k₂ – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при полом вале и тонкостенном корпусе;

k₃ – коэффициент неравномерности радиальной нагрузки.

Для заданных условий нагружения подшипникового узла выбираем коэффициенты: k₁= 1, 8 - при перегрузке 300% [3, таблица 15]; k₂ = 1 [3]; k₃ = 1 - при однорядном подшипнике.

Подставив исходные данные в формулу (2.1), получим

P_F = ————— ·1, 8·1·1 = 558 H/мм.

12 – 2·1

Используя полученное значение P_F по [3, таблица 17] выбираем поле допуска отверстия корпуса К7, т.е. посадку наружного кольца подшипника и отверстия корпуса Ø 47К7/ l 0.

Для построения схемы расположения полей допусков посадки наружного кольца и отверстия корпуса (рисунок 2.1) по [3, таблица 19] найдем отклонения наружного кольца подшипника класса точности Р0 или 0 по среднему диаметру D_m: es = 0; ei = -11 мкм.

Предельные отклонения отверстия Ø 47К7 найдем по [3, таблица 3]. Основное отклонение верхнее ES = -2 + Δ = -2 + 9 = +7 мкм;

второе отклонение нижнее – EI = ES - IT7 = +7 – 25 = -18 мкм.

Вычислим предельные размеры:

наибольший и наименьший средние диаметры наружного кольца:

D_{m min} = D_m + ei = 47 + (-0, 011) = 46, 989 мм;

наибольший и наименьший диаметры отверстия:

D_max = D_н + ES = 47 + 0, 007 = 47, 007 мм;

D_min = D_н + EI = 47 + (-0, 018) = 46, 982 мм.

Натяги определим по формулам:

N_max = D_{m max} – D _min = 47 – 46, 982 = 0, 018 мм;

N_min = D_{m min} – D _max = 46, 989 – 47, 007 = - 0, 018 мм,

т.е. вместо наименьшего натяга получили зазор.

Рисунок 2.1 – Схема расположения полей допусков посадки наружного кольца подшипника и отверстия Ø 47К7/l0

2.4 Для гарантирования неподвижности соединения необходимо, чтобы наименьший табличный натяг циркуляционно-нагруженного кольца N_min.T был больше или равен наименьшему расчетному натягу N_min.р

N_min.T ≥ N_min.р. (2.2)

Наименьший расчетный натяг определим по формуле

13 · F · K_k

N_min.р= —————, (2.3)

10³(B-2r)

где K_k – конструктивный коэффициент, определяемый при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле

K_k= —————, (2.4)

1 – (D₀/D)²

где D₀ – приведенный диаметр

D - d

D₀ = D - ———, (2.5)

47 - 25

приведенный диаметр D₀ = 47 - ———— = 41, 5 мкм;

конструктивный коэффициент K_k = —————— = 4, 54.

1 – (41, 5/47)²

После чего по формуле (2.3) рассчитаем наименьший натяг, гарантирующий неподвижность соединения

13·3100·4, 54

N_min.р = —————— = 18, 3 мкм.

10³·(12 - 2·1)

В ранее выбранной посадке Ø 47К7/ l 0 N_min = -0.018 мм, т.е. не соблюдается условие (2.2), поэтому необходимо назначить другую посадку.

По [3, таблица21] выбираем посадку Ø 47P7/ l 0, для которой

N_min.T. = 6мкм, а N_max.T. = 42 мкм.

Построим схему расположения полей допусков для посадки Ø 47P7/ l 0 и определим ее основные параметры (рисунок 2.2).

Основное отклонение отверстия Ø 47P7 по [3, таблица 3]

верхнее ES = -26 +Δ = -26 + 9 = -17 мкм,

второе отклонение нижнее EI = ES - IT7 = -17 – 25 = -42 мкм.

Предельные размеры наружного кольца вычислены ранее (см. рисунок 2.1).

Наибольший и наименьший диаметры:

D _max = D_н + ES = 47 + (-0, 017) = 46, 983 мм;

D _min = D_н + EI = 47 + (- 0, 042) = 46, 958 мм.

Наибольший, наименьший и средний натяги находим по формулам:

N_max = D_{m max} – D _min = 47 – 46, 958 = 0, 042 мм;

N_min = D_{m min} – D _max = 46, 989 – 46, 983 = 0, 006 мм.

N_max + N_min 0, 042 + 0, 006

N_m = ————— = ——————— = 0, 024 мм = 24 мкм.

2 2

2.5 Проверим наличие зазора между телами качения и дорожками колец после осуществления посадки S_n (в мкм) при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле

S_n= G_r – δ ^/· D, (2.6)

где G_r – зазор в состоянии поставки, определяемый по формуле

G_{r max} + G_{r min}

G_r = ——————, (2.7)

где G_{r max} и G_{r min} – наибольший и наименьший зазоры, зависящие от группы зазоров (ГОСТ 24810-81) [3, таблица 22], δ ^/D – наиболее вероятностная деформация наружного кольца, определяемая по формуле

D₀

D

где N _в – вероятностный натяг принимаем

N _в = 0, 85N_m. (2.9)

Рисунок 2.2- Схема расположения полей допусков посадки наружного кольца подшипника и отверстия Ø 47P7/ l 0

Если в результате расчетов полученная величина S_n > 0, то выбранная посадка при данной группе зазоров подшипника гарантирует наличие зазора после посадки, если S_n < 0, то следует выбрать подшипник из группы с большими зазорами.

Подставив в формулу (2.9) ранее вычисленные параметры, определим вероятностный натяг

N _в = 0, 85 · 24 = 20, 4 мкм.

Вероятностную деформацию наружного кольца вычислим по (2.8)

41, 5

δ ^/D = 20, 4 · ——— = 18 мкм.

Следовательно, чтобы не произошло заклинивание шариков при посадке подшипника, средний (нормальный) радиальный зазор подшипника в состоянии поставки G_r должен быть больше 18 мкм. По [3, таблица 22] выбираем подшипник группы зазоров 7, у которого G_{r min} = 13 мкм, G_{r max} = 28 мкм. Подставив эти величины в формулу (2.7), получим

13 + 28

G_r = ———- = 20, 5 мкм.

Тогда зазор между телами качения и дорожками колец после посадки (посадочный зазор) по формуле (2.6) будет равен

S_n = 20, 5 – 18 = 2, 5 мкм.

2.6 Проверим возможность разрушения циркуляционно-нагруженного наружного кольца при посадке по формуле

11, 4[σ _р]· K_k·D

N _доп = ———————, (2.10)

(2K_k – 2)·10³

где N _доп – допускаемый натяг, не вызывающий разрушения колец, мкм;

[σ _р] = 400 Н/м² – допускаемые напряжения при растяжении подшипниковых сталей; K_k – конструктивный коэффициент.

Подставив исходные данные в формулу (2.10) получим

11, 4·400·4, 54·47

N _доп = ———————— = 137, 43 мкм.

(2·4, 54-2) ·10³

N _доп > N_max.T, значит выбранную посадку Ø 42Р7/ l 0 принимаем окончательно.

2.7 Определим силу запрессовки циркуляционно-нагруженного кольца по формуле

N _в · f · E · π · B₁

F = ———————, (2.11)

2K_k

где f - коэффициент трения при запрессовке, f = 0, 12…0, 15 при стальном вале и корпусе; Е – модуль упругости материалов вала и корпуса, для стали Е = 2 · 10¹¹Па; В₁ = В – 2r – ширина кольца, контактирующая с сопрягаемой поверхностью, м; K_k – конструктивный коэффициент.

Подставив исходные данные в формулу (2.11) получим

20, 4·10^-6·0, 13·2·10¹¹·3, 14·10·10^-3

F= —————————————— = 18, 3·10²Н = 1, 83 кН.

2·4, 54

Прессовое оборудование для запрессовки подшипников выберем согласно [3, таблица 23]. В нашем случае можно использовать ручной реечный или винтовой пресс усилием до 50 кН.

2.8 Выберем [3, таблица 23] посадку местно нагруженного кольца, исходя из вида нагружения, конструктивных особенностей. В рассматриваемом примере посадка внутреннего кольца на вал Ø 25L0/h6. Для построения схемы расположения полей допусков посадки внутреннего кольца на вал (рисунок 2.3) по [3, таблица 19] найдем отклонения внутреннего кольца подшипника класса точности Р0 или 0 по номинальному (среднему) диаметру d_m: ES = 0, EI = -10 мкм. Предельные отклонения для диаметра вала Ø 25h6 найдем из [3, таблицы 1, 3].

Основное отклонение es = 0; ei = es – IT6 = 0 – 13 = -13 мкм.

Рисунок 2.3 – Схема расположения полей допусков посадки внутреннего кольца подшипника и вала Ø 25L0/h6

Вычислим предельные размеры.

Наибольший и наименьший средние диаметры внутреннего кольца подшипника:

d_{m max} = d_m + ES = 25 + 0 = 25 мм;

d_{m min} = d_m + EI= 25 + (-0, 01) = 24, 99 мм.

Наибольший и наименьший диаметры вала:

d_max = d_н + es = 25 + 0 = 25 мм;

d_min = d_н + ei = 25 + (-0, 013) = 24, 987 мм.

Зазоры определим по формулам:

S_max = d_{m max} – d _min = 25 – 24, 987 = 0, 013 мм;

S_min = d_{m min} – d _max = 24, 99 – 25 = - 0, 01 мм.

Наименьший зазор получился со знаком «минус», т.е. натяг.

2.9 Выполним эскизы подшипникового узла и деталей с указанием посадок, отклонений размеров, формы и шероховатости поверхностей (рисунок 2.4).

Рисунок 2.4 – Обозначение допусков и посадок подшипников качения на чертежах: а – узла в сборе - Ø 47P7/ l 0, Ø 25L0/h6; б – корпуса Ø 47P7; в – вала Ø 25h6

Отклонение формы назначим по уровню точности С, по [3, таблицы 5, 24], шероховатость по [3, таблица 4].

2.10 Выполним расчет предельных и исполнительных размеров гладких предельных рабочих калибров и построим схемы расположения их полей допусков.

На гладкие рабочие калибры установлены допуски по ГОСТ 24853-81. Схемы расположения полей допусков приведены на рисунке 2.5, а их значения находим в [3, таблица 25], где Н и Н₁ – допуски на изготовление калибров для контроля отверстия и вала; Z и Z₁ – смещение полей допусков проходных калибров – скобы и пробки от проходных пределов внутрь полей допусков изделий; Y и Y₁ – грани износа проходных калибров за проходные пределы. Для рассматриваемого примера по [3, таблица 25] находим:

Н = 4 мкм; Z = 3, 5 мкм; Y = 3 мкм – допуски калибров-пробок; Н₁ = 4 мкм; Z₁ = 3 мкм; Y₁ = 3 мкм – допуски калибров-скоб.

Предельные размеры проходной (Пр) и (НЕ) калибров – пробок:

Пр_max = D_min + Z + H/2 = 46, 958 + 0, 0035 +0, 002 = 46, 9635 мм;

Пр_min = D_min + Z - H/2 = 46, 958 + 0, 0035 – 0, 002 = 46, 9595 мм;

Пр_изн = D_min – Y = 46, 958 – 0, 003 = 46, 955 мм;

НЕ_max = D_max + H/2 = 46, 983 + 0, 002 = 46, 985 мм;

Предельные размеры проходной (Пр) и непроходной (НЕ) калибров-скоб:

Пр_min = d_max – Z₁ - H₁/2 = 25 – 0, 003 – 0, 002 = 24, 995 мм;

Пр_max = d_max - Z₁ + H₁/2 = 25 – 0, 003 + 0, 002 = 24, 999 мм;

Пр_изн = d_max + Y₁ = 25 + 0, 003 = 25, 003 мм;

НЕ_max = d_min + H₁/2 = 24, 987 + 0, 002 = 24, 989 мм;

НЕ_min = d_min - H₁/2 = 24, 987 – 0, 002 = 24, 985 мм.

Исполнительные размеры рабочих калибров, проставляемые на рисунке 2.6 включают в себя номинальные размеры и допуски на изготовление, а поскольку допуски даются в материал, то исполнительные размеры запишутся следующим образом:

проходной пробки Пр_исп = (Пр_max)_-H = 46, 9635_{-0, 004};

непроходной пробки НЕ_исп = (НЕ_max)_-H = 46, 985_{-0, 004;}

проходной скобы Пр_исп = (Пр_min)^+H₁ = 24, 995^{+0, 004};

непроходной скобы НЕ_исп = (НЕ_min)^+H₁ = 24, 985^{+0, 004}.

2.11 Выберем универсальные средства измерения для контроля размеров деталей. Результаты выбора представлены в таблице 2.2

Таблица 2.2 – Результаты выбора универсальных средств измерения

Рисунок 2.5- Схемы расположения полей допусков калибров:

а – пробок - Ø 47Р7ПРП, Ø 47Р7НЕ; б – скоб - Ø 25h6ПР, Ø 25h6НЕ

Рисунок 2.6-Гладкие предельные рабочие калибры:

а – пробка - Ø 47Р7ПРП, Ø 47Р7НЕ; б – скоба - Ø 25h6ПР, Ø 25h6НЕ

3 ВЫБОР ПОСАДОК ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ

Таблица 3.1. –Исходные данные для выбора посадок шпоночного соединения

3.2 По заданному диаметру вала, виду шпоночного соединения и форме стандартной шпонки, используя [3, таблица 27] выбираем: ширину шпонки – b = 6 мм; высоту шпонки – h = 9 мм; глубину паза вала – t₁ = 6, 5 мм; глубину паза втулки – t₂ = 2, 8 мм; диаметр шпонки – d_e = 22 мм.

Вычислим размеры:

d – t₁ = 24 – 6, 5 = 17, 5 мм;

d + t₂ = 24 + 2, 8 = 26, 8 мм.

3.3 Для плотного соединения поля допусков по ширине b: шпонки – h9; паза вала - Р9; паза втулки - Р9.

Посадки: шпонка – паз вала - 6Р9/h9; шпонка – паз втулки - 6Р9/h9.

3.4 По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем предельные отклонения и определим предельные размеры, зазоры и натяги для деталей шпоночного соединения.

Для шпонки 6h9: верхнее отклонение es = 0;

нижнее отклонение ei = es – IT9 = 0 - 30 = -30 мкм;

Предельные размеры:

b_max = b_н + es = 6 + 0 = 6 мм;

b_min = b_н + ei = 6 + (- 0, 03) = 5, 97 мм.

Для паза вала 6Р9: верхнее отклонение ЕS = -12 мкм;

нижнее отклонение EI = ES - IT9 = -12 – 30 = -42 мкм;

Предельные размеры:

B_{3 max} = B_н+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм;

B_{3 min} = B_н+ EI = 6 + (- 0, 042) = 5, 958 мм.

Для паза втулки 6Р9: верхнее отклонение ЕS = -12 мкм,

нижнее отклонение EI = ES - IT 9 = -12 – 30 = -42 мкм;

Предельные размеры:

B_{1 max} = B_н+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм;

B_{1 min} = B_н+ EI = 6 + (- 0, 042) = 5, 958 мм.

3.5 Построим схему расположения полей допусков деталей шпоночного соединения, нанесем предельные отклонения, предельные размеры и определим натяги (рисунок 3.1).

В соединении паз вала – шпонка:

N_{3 max} = b_max - B_{3 min} = 6 – 5, 958 = 0, 042 мм;

N_{3 min} = b_min - B_{3 max}= 5, 97 – 5, 988 = - 0, 018 мм.

В соединении паз втулки – шпонка:

N_{1 min} = b_min - B_{1 max} = 5, 97 – 5, 988 = - 0, 018 мм.

Рисунок 3.1- Схема расположения полей допусков деталей шпоночного соединения по b: шпонки – h9; паза вала - Р9; паза втулки - Р9

Рисунок 3.2 – Обозначение шпоночного соединения в сборе (а) и деталей

 

3.6 Назначим отклонения на все остальные размеры шпоночных пазов на валу и во втулке и шпонки. Для сегментной шпонки:

- длина шпонки и паза вала не нормируется;

-

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

высота шпонки по h11 – 9h11(_-0.09);

- диаметр исходного контура d_e по h12 – Ø 22h12(_-0.21).

- диаметр паза вала выполняется с верхним допуском +8% от номинального размера - Ø 22^{+1, 76};

- глубина паза вала - d – t₁= 17, 5_{-0, 2};

- глубина паза втулки – d + t₂ = 26, 8^{+0, 2}.

Результаты определения параметров шпоночного соединения представлены в таблице 3.2.

 

Таблица 3.2 – Результаты определения параметров шпоночного соединения

Наиме-нование размера шпоноч-ного соедине-ния	Номи-наль-ный раз-мер, мм	Поле допуска, мкм	Величина допу-ска, мкм	Предельные отклонения, мкм	Предельные размеры, мм	Натяги (N), мм
верх-нее	ниж-нее	наи-боль-ший	наи-мень-ший	наи-боль-ший	наи-мень-ший
Ширина: Паза втулки		Р9		-12	-42	5, 988	5, 958	0, 042     0, 042	-0, 018     -0, 018
Шпонки		h 9			-30		5, 97
Паза вала		Р9		-12	-42	5, 988	5, 958
Высота шпонки		h 11			-90		8, 91
Размер d-t1	17, 5				-200	17, 5	17, 3
Размер d+t2	26, 8			+200			26, 8
Диаметр шпонки		h 12			-210		21, 79
Диаметр паза вала				+1760		23, 76

3.7 Вычертим эскизы шпоночного соединения в сборе и деталей (рисунок 3.2). Обозначим посадки, отклонения размеров, формы и шероховатость [3, таблица 30].

3.8 Выберем универсальные средства измерения для контроля размеров ширины шпонки и пазов вала и втулки. Погрешность измерения [3, таблица 6] δ = 8 мкм для IT 9. Выбираем [3, таблица 7]: микрометр МК - 25 -2 ГОСТ 6507-90 с допускаемой погрешностью измерения Δ _lim = ± 4 мкм; нутромер мод.103 ГОСТ 9244 – 75 - с ценой деления 0, 001 мм и допускаемой погрешностью измерения Δ _lim = ±1, 8 мкм, с пределами измерения 3 - 6 мм.

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

4 ОПРЕДЕЛЕНИЕ ДОПУСКОВ И ПОСАДОК ЭЛЕМЕНТОВ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

 

4.1 Исходные данные

Заданы следующие номинальные размеры элементов шлицевого соединения:

d- 6х28H7/g6х34H12/a11х7D9/h9.

Расшифруем заданное шлицевое соединение:

d- способ центрирования шлицевого соединения по внутреннему диаметру;

z = 6 - число шлицев;

d – Ø 28H7/g6 – номинальный размер и посадка по внутреннему центрирующему диаметру;

D – Ø 34Н12/a11 – номинальный размер и посадка по наружному не центрирующему диаметру;

b –7D9/h9 – номинальный размер и посадка по не центрирующему параметру-ширине шлица.

4.2 Определение предельных отклонений, размеров, зазоров.

По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем основные и определим вторые отклонения для посадки по центрирующему параметру d - Æ 28H7/g6:

для отверстия Æ 28H7: основное отклонение нижнее EI = 0, второе отклонение верхнее ES = EI + IT7 = 0 + 21 = +21 мкм;

для вала Æ 28g6: основное отклонение верхнее es = -7 мкм,

второе отклонение нижнее ei = es – IT6 = -7 – 13 = -17 мкм.

Вычислим предельные размеры:

наибольший диаметр отверстия

D_max = D_н + ES = 28 + 0, 021 = 28, 021 мм;

наименьший диаметр отверстия

D_min = D_н + EI = 28 + 0 = 28 мм;

наибольший диаметр вала

d_max = d_н + es = 28 + (-0, 007) =27, 993 мм;

наименьший диаметр вала

d_min = d_н + ei = 28 + (-0, 02) = 27, 98 мм;

Вычисляем наибольший и наименьший зазоры:

S_max= D_max- d_min = 28, 021 – 27, 98 = 0, 041 мм;

S_min= D_min – d_max = 28 - 27, 993 = 0, 007 мм.

По [3, таблицы 1, 2, 3] найдем основные и вторые отклонения для посадки по не центрирующему параметру D - Æ 34H12/a11:

для отверстия - Æ 34H12 основное отклонение нижнее EI = 0, второе отклонение верхнее ES = EI + IT12 = 0 + 250 = +250 мкм;

для вала - Æ 34а11 основное отклонение верхнее es = -310 мкм; второе отклонение нижнее ei = es – IT11 = -310 – 160 = -470 мкм.

Вычислим предельные диаметры:

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

отверстия

D_max = D_н + ES = 34 + 0, 25 = 34, 25 мм;

D_min = D_н + EI = 34 + 0 = 34 мм;

вала

d_max = d_н + es = 34 + (-0, 31) = 33, 69 мм;

d_min = d_н + ei = 34 + (-0, 47) = 33, 53 мм.

Вычислим наибольший и наименьший зазоры:

S_max = D_max- d_min = 34, 25 – 33, 53 = 0, 72 мм;

S_min = D_min- d_max = 34 – 33, 69 = 0, 31 мм.

Для не центрирующего размера “b” – 7D9/h9:

для ширины паза В –7D9 -основное отклонение нижнее EI = +40 мкм, второе отклонение верхнее ES = EI + IT9 = +40 + 36 = +76 мкм;

для ширины зуба b –7h9 - основное отклонение верхнее es =0, второе отклонение нижнее ei = es – IT9 = 0 – 36 = -36 мкм.

Вычисляем предельные размеры:

наибольший и наименьший размеры ширины паза

B_max = B_н+ ES = 7 + 0, 076 = 7, 076 мм;

B_min = B_н + EI = 7 + 0, 04 = 7, 04 мм;

наибольший и наименьший размеры ширины зуба

b_max = b_н + es = 7 + 0 = 7 мм;

b_min = b_н + ei = 7 + (-0, 036) = 6, 964 мм.

Вычисляем наибольший и наименьший зазоры

S_max = B_max – b_min = 7, 076 – 6, 964 = 0, 112 мм;

S_min = B_min – b_max = 7, 04 – 7 = 0, 04 мм.

Полученные результаты внесем в таблицу 4.1.

 

Таблица 4.1 – Результаты определения параметров посадок шлицевого соединения

Наименова- ние парамет- ров шлицевого соединения	Номиналь-ный диа- метр, мм	Поле допуска	Величина допуска, мкм	Предель-ные отклонения	Предель-ные разме-ры, мм	Зазоры, мм
верх-нее, мкм	ниж-нее, мкм	наи-боль-ший	наи-мень-ший	наи-боль-ший	наи-мень-ший
Центрирующий параметр d Отверстие 28 Н7 21 +21 0 28, 021 28 0, 041 0, 007 Вал 28 g6 13 -7 -20 27, 993 27, 98 Не центрирующие параметры D и b Отверстие 34 H12 250 +250 0 34, 25 34 0, 72 0, 31 Вал 34 a11 160 -310 -470 33, 69 33, 53 Ширина паза 7 D9 36 +76 +40 7, 076 7, 04 0, 112 0, 04 Ширина зуба 7 h9 36 0 -36 7 6, 964

 

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

4.3 Построим схемы расположения полей допусков по центрирующему d (рисунок 4.1) и не центрирующим D (рисунок 4.2) и b (рисунок 4.3) параметрам.

Рисунок 4.1 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по центрирующему параметру d - Æ 28H7/g6

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

Пояснительная записка ЛПМСиС-22.02.00 ПЗ

Рисунок 4.2 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по не центрирующему параметру D- Æ 34H12/a11

Рисунок 4.3 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по не центрирующему параметру b – 7D9/h9

Изм.

Лист

№ Документа

Подпись

Дата

Лист

12Следующая ⇒

Поделиться с друзьями: Я.Мессенджер ВКонтакте Одноклассники Telegram Twitter Мой Мир LinkedIn LiveJournal Скопировать ссылку