![]() Главная страница Случайная страница КАТЕГОРИИ: АвтомобилиАстрономияБиологияГеографияДом и садДругие языкиДругоеИнформатикаИсторияКультураЛитератураЛогикаМатематикаМедицинаМеталлургияМеханикаОбразованиеОхрана трудаПедагогикаПолитикаПравоПсихологияРелигияРиторикаСоциологияСпортСтроительствоТехнологияТуризмФизикаФилософияФинансыХимияЧерчениеЭкологияЭкономикаЭлектроника |
Курсовая работаСтр 1 из 2Следующая ⇒
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 Рэ – которое должно обеспечить неподвижность соединения при эксплуатации. Для того, чтобы не произошло относительного смещения деталей в соединении, при нагружении осевой силой Fос и крутящим моментом Мкр необходимо выполнение неравенства √ Fос2 + (2Мкр/dн)2 Рэ ≥ —————————, (1.1) π · dн · l · ƒ где РЭ – давление, обеспечивающее неподвижность соединения при эксплуатации, Па; dН – номинальный диаметр, м; l – длина соединения, м; Fос - осевая сила, Н; Mкр – крутящий момент, Н · м; f – коэффициент трения (сцепления) сопрягаемых деталей. Приняв f = 0, 08 [3, таблица 8], сила давления РЭ будет равна: √ 1842 + (2 · 75/0, 13)2 Рэ ≥ ——————————— = 0, 398 · 106 Па. 3, 14 · 0, 13 · 0, 09 · 0, 08 Натяг, способный обеспечить требуемое давление, определим по формуле: С1 С2 Nmin.p = PЭ· dн —— + ——, (1.2) Е1 Е2 где Nmin.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 / dн)2 С1 = ————— - μ 1; (1.3) 1 - (d1 / dн)2 1 + (dн / d2)2 С2 = ————— - μ 2 , (1.4) 1 - (dн / 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 Nmin.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 Ra1 + k2Ra2, (1.5) где Ra1и Ra2параметры шероховатостей, охватываемой и охватывающей поверхностей, мкм; k1 и k2 – коэффициенты, учитывающие высоту смятия неровностей контактных поверхностей. При Ra> 1, 25 k = 5. При Ra ≤ 1, 25 k = 6. С учетом поправки u наименьший фактический натяг Nmin.ф можно определить, используя формулу Nmin.ф = Nmin.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 Ra1 = 1, 6 мкм и для втулки Ra2 = 1, 6 мкм. Тогда k1 = k2 = 5. Подставив принятые величины в формулы (1.5) и (1.6), получим
Nmin.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/dн)2]; (1.7) [P2] ≤ 0, 58σ Т2 [1 – (dн/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] = [Pmin] = 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 Nmax.p= [Pmin]·dн — + — (1.9) E1 E2. Подставив в формулу (1.9) ранее найденные величины [Pmin], dн, С1, С2, Е1 и Е2 вычислим наибольший расчетный натяг 5, 7 2, 48 Nmax.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 Nmax.p и наибольший фактический Nmax.ф натяги приближенно равны Nmax.p
При выборе посадки должны выполняться неравенства между: наименьшим табличными и фактическим натягами Nmin.Т > Nmin.ф; (1.11) наибольшим табличным и расчетным натягами Nmax.Т < Nmax.p. (1.12) Также может выполняться условие ЗНП где ЗНП = Nmin.Т - Nmin.ф запас неподвижности соединения при эксплуатации; ЗПР = Nmax.p - Nmax.Т. – запас прочности соединения при сборке. При выборе посадки по [3, таблица 11] подходит Ø 130Н7/t6, где Nmax.Т. = 147 мкм, Nmin.Т = 82 мкм, т.е. соблюдаются равенства (1.11) и (1.12): При этом ЗНП = 82 – 19, 29 = 68, 71 мкм, а ЗПР = 200 - 162 = 38 мкм, т.е. ЗНП/ЗПР = 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 Nmin.Т = ei – ES = +122 – 63 = 59 мкм, а наибольший табличный натяг Nmax.Т = es – EI = +185 – 0 = 185 мкм. Корректируем параметры шероховатости по уровню точности С для вала Ra1 = 1, 6 мкм и для втулки Ra2 = 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. Nmin.ф = 3, 29 + 16 = 19, 29 мкм. Тогда запас неподвижности соединения ЗНП = 59 – 19, 29 = 39, 71 мкм, а запас прочности ЗПР = 200 – 185 = 15 мкм. Соотношение ЗНП/ЗПР = 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 РF = ————— · k1·k2·k3, (2.1) B - 2r где РF- 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 PF = ————— ·1, 8·1·1 = 558 H/мм. 12 – 2·1 Используя полученное значение PF 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 Dm: 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:
Dm min = Dm + ei = 47 + (-0, 011) = 46, 989 мм; наибольший и наименьший диаметры отверстия: Dmax = Dн + ES = 47 + 0, 007 = 47, 007 мм; Dmin = Dн + EI = 47 + (-0, 018) = 46, 982 мм. Натяги определим по формулам: Nmax = Dm max – D min = 47 – 46, 982 = 0, 018 мм; Nmin = Dm 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 Nmin.T был больше или равен наименьшему расчетному натягу Nmin.р Nmin.T ≥ Nmin.р. (2.2) Наименьший расчетный натяг определим по формуле 13 · F · Kk Nmin.р= —————, (2.3) 103(B-2r) где Kk – конструктивный коэффициент, определяемый при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле Kk= —————, (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 Kk = —————— = 4, 54. 1 – (41, 5/47)2 После чего по формуле (2.3) рассчитаем наименьший натяг, гарантирующий неподвижность соединения 13·3100·4, 54 Nmin.р = —————— = 18, 3 мкм. 103·(12 - 2·1) В ранее выбранной посадке Ø 47К7/ l 0 Nmin = -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 Nmin.T. = 6мкм, а Nmax.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 = Dн + ES = 47 + (-0, 017) = 46, 983 мм; D min = Dн + EI = 47 + (- 0, 042) = 46, 958 мм. Наибольший, наименьший и средний натяги находим по формулам: Nmax = Dm max – D min = 47 – 46, 958 = 0, 042 мм; Nmin = Dm min – D max = 46, 989 – 46, 983 = 0, 006 мм. Nmax + Nmin 0, 042 + 0, 006 Nm = ————— = ——————— = 0, 024 мм = 24 мкм. 2 2
2.5 Проверим наличие зазора между телами качения и дорожками колец после осуществления посадки Sn (в мкм) при циркуляционном нагружении наружного кольца по формуле Sn= Gr – δ /· D, (2.6) где Gr – зазор в состоянии поставки, определяемый по формуле Gr max + Gr min Gr = ——————, (2.7) где Gr max и Gr 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, 85Nm. (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 Sn > 0, то выбранная посадка при данной группе зазоров подшипника гарантирует наличие зазора после посадки, если Sn < 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 Gr должен быть больше 18 мкм. По [3, таблица 22] выбираем подшипник группы зазоров 7, у которого Gr min = 13 мкм, Gr max = 28 мкм. Подставив эти величины в формулу (2.7), получим
13 + 28 Gr = ———- = 20, 5 мкм. Тогда зазор между телами качения и дорожками колец после посадки (посадочный зазор) по формуле (2.6) будет равен Sn = 20, 5 – 18 = 2, 5 мкм. 2.6 Проверим возможность разрушения циркуляционно-нагруженного наружного кольца при посадке по формуле 11, 4[σ р]· Kk·D N доп = ———————, (2.10) (2Kk – 2)·103 где N доп – допускаемый натяг, не вызывающий разрушения колец, мкм; [σ р] = 400 Н/м2 – допускаемые напряжения при растяжении подшипниковых сталей; Kk – 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 > Nmax.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) 2Kk 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; Kk – 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 dm: 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: dm max = dm + ES = 25 + 0 = 25 мм; dm min = dm + EI= 25 + (-0, 01) = 24, 99 мм. Наибольший и наименьший диаметры вала: dmax = dн + es = 25 + 0 = 25 мм; dmin = dн + ei = 25 + (-0, 013) = 24, 987 мм. Зазоры определим по формулам: Smax = dm max – d min = 25 – 24, 987 = 0, 013 мм; Smin = dm 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: Прmax = Dmin + Z + H/2 = 46, 958 + 0, 0035 +0, 002 = 46, 9635 мм; Прmin = Dmin + Z - H/2 = 46, 958 + 0, 0035 – 0, 002 = 46, 9595 мм; Призн = Dmin – Y = 46, 958 – 0, 003 = 46, 955 мм; НЕmax = Dmax + H/2 = 46, 983 + 0, 002 = 46, 985 мм;
Предельные размеры проходной (Пр) и непроходной (НЕ) калибров-скоб: Прmin = dmax – Z1 - H1/2 = 25 – 0, 003 – 0, 002 = 24, 995 мм; Прmax = dmax - Z1 + H1/2 = 25 – 0, 003 + 0, 002 = 24, 999 мм; Призн = dmax + Y1 = 25 + 0, 003 = 25, 003 мм; НЕmax = dmin + H1/2 = 24, 987 + 0, 002 = 24, 989 мм; НЕmin = dmin - 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 Присп = (Прmax)-H = 46, 9635-0, 004; непроходной пробки НЕисп = (НЕmax)-H = 46, 985-0, 004; проходной скобы Присп = (Прmin)+H1 = 24, 995+0, 004; непроходной скобы НЕисп = (НЕmin)+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 – de = 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: bmax = bн + es = 6 + 0 = 6 мм; bmin = bн + 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: B3 max = Bн+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм; B3 min = Bн+ 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: B1 max = Bн+ ES = 6 + (- 0, 012) = 5, 988 мм; B1 min = Bн+ 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: N3 max = bmax - B3 min = 6 – 5, 958 = 0, 042 мм; N3 min = bmin - B3 max= 5, 97 – 5, 988 = - 0, 018 мм.
В соединении паз втулки – шпонка:
N1 min = bmin - B1 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; -
- диаметр исходного контура de 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
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.
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 Dmax = Dн + ES = 28 + 0, 021 = 28, 021 мм; наименьший диаметр отверстия Dmin = Dн + EI = 28 + 0 = 28 мм; наибольший диаметр вала dmax = dн + es = 28 + (-0, 007) =27, 993 мм; наименьший диаметр вала dmin = dн + ei = 28 + (-0, 02) = 27, 98 мм; Вычисляем наибольший и наименьший зазоры: Smax= Dmax- dmin = 28, 021 – 27, 98 = 0, 041 мм; Smin= Dmin – dmax = 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:
Dmax = Dн + ES = 34 + 0, 25 = 34, 25 мм; Dmin = Dн + EI = 34 + 0 = 34 мм; вала dmax = dн + es = 34 + (-0, 31) = 33, 69 мм; dmin = dн + ei = 34 + (-0, 47) = 33, 53 мм. Вычислим наибольший и наименьший зазоры: Smax = Dmax- dmin = 34, 25 – 33, 53 = 0, 72 мм; Smin = Dmin- dmax = 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 Bmax = Bн+ ES = 7 + 0, 076 = 7, 076 мм; Bmin = Bн + EI = 7 + 0, 04 = 7, 04 мм; наибольший и наименьший размеры ширины зуба bmax = bн + es = 7 + 0 = 7 мм; bmin = bн + ei = 7 + (-0, 036) = 6, 964 мм. Вычисляем наибольший и наименьший зазоры Smax = Bmax – bmin = 7, 076 – 6, 964 = 0, 112 мм; Smin = Bmin – bmax = 7, 04 – 7 = 0, 04 мм. Полученные результаты внесем в таблицу 4.1.
Таблица 4.1 – Результаты определения параметров посадок шлицевого соединения
Рисунок 4.1 – Схема расположения полей допусков шлицевого соединения по центрирующему параметру d - Æ 28H7/g6
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
|