Курсовая работа: Розрахунок допусків і посадок гладких циліндричних з'єднань, підшипників кочення та ковзання, шліцьових та різьбових з'єднань, калібрів. Розрахунок розмірних ланцюгів
- YD =
10,0 мкм - допустимий вихід розміру зношеного калібру-пробки за межу поля
допуск втулки
За ГОСТ 7951-80
[10, табл.3] в залежності від номінальної ширини пазу b та її допуску знаходимо
допуски та величини, що визначають положення поля допуску розміру bk
калібру-пробки:
- Zb =
10,0 мкм - відстань від середини поля допуску на виготовлення калібру-пробки до
відповідного найменшого граничного розміру втулки;
- Hb =
4,0 мкм - допуск на виготовлення калібру-пробки по товщині зуба b;
- Yb =
16,0 мкм - допустимий вихід розміру зношеного калібру-пробки за межу поля
допуск втулки.
Визначаємо
граничні розміри втулки Æ16 Н7 :
Dmax =
16 + 0,018 = 16,018 (мм)
Dmin =
16 + 0 = 16 (мм)
Визначаємо
граничні розміри ширини западин отвору 3,5 F8 :
bmax =
3,5 + 0,028 = 3,528 (мм)
bmin =
3,5 + 0,01 = 3,51 (мм)
За формулами ГОСТ
7951-80 [10, табл.1] розраховуємо параметри калібру:
· Номінальний зовнішній
діаметр калібру-пробки:
Dk = Dmin
- ZD = 16 - 0,0055 = 15,9945 (мм)
® Граничні відхилення: ± HD/2
® Максимальний зовнішній
діаметр калібру-пробки
Dk max =
Dmin - ZD + HD/2 = 16 - 0,0055 + 0,003/2 =
15,996 (мм)
® Виконавчий розмір
зовнішнього діаметра калібру-пробки: (найбільший граничний - для пробок):
Dk =
15,996 -0,003 (мм)
· Граничний розмір зношеного
зовнішнього діаметра калібру-пробки:
Dk-W =
Dmin - YD = 16 - 0,010 = 15,99 (мм)
· Номінальний внутрішній
(нецентруючий) діаметр калібру-пробки:
dk = d
- 0,1 = 13 - 0,1 = 12,9 (мм)
® Граничні відхилення: h8 -0,027;
· Номінальна товщина зуба
калібру-пробки:
bk = bmin
- Zb = 3,51 - 0,010 = 3,5 (мм)
® Граничні відхилення: ± Hb/2
® Максимальна товщина зуба
калібру-пробки:
bk max =
bmin - Zb + Hb/2 = 3,51 - 0,010 + 0,004/2 =
3,502 (мм)
® Виконавчий розмір товщини
зуба калібру-пробки: (найбільший граничний - для пробок):
bk =
3,502 -0,004 (мм)
· Граничний розмір зношеної
товщини зуба:
bk -W =
bmin - Yb = 3,51 - 0,016 = 3,494 (мм)
2. Розраховуємо
калібр-скобу для контролю вала (розрахованого в [пункті 2.4]) Æ 30 k6 .
Визначаємо
граничні розміри вала
dmax =
30 + 0,015 = 30,015 (мм)
dmin =
30 + 0,002 = 30,002 (мм)
Згідно ГОСТ
24853-81 [11, табл.2] знаходимо допуски та величини, що визначають положення
поля допуску калібрів-скоб:
- Z1 =
3 мкм - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для
вала відносно найбільшого граничного розміру виробу; - H1 = 4,0 мкм - допуск на
виготовлення калібрів для вала;
- Y1 =
3,0 мкм - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для вала за
межу поля допуску виробу.
- Hр =
1,5 мкм - допуск на виготовлення контрольного калібру для скоби;
У відповідності з
формулами ГОСТ 24853-81 [11, табл.1] визначаємо розміри калібрів та
контркалібрів:
Калібри-скоби:
Р-ПР = dmax
- Z1 = 30,015 - 0,003 = 30,012 (мм)
Р-ПРmax
= dmax - Z1 + H1/2 = 30,015 - 0,003 + 0,004/2
= 30,014 (мм)
Р-ПРmin
= dmax - Z1 - H1/2 = 30,015 - 0,003 - 0,004/2
= 30,01 (мм)
Р-ПРспр
= dmax + Y1 = 30,015 + 0,003 = 30,018 (мм)
Р-НЕ = dmin
= 30,002 (мм)
Р-НЕmax
= dmin + H1/2 = 30,002 + 0,004/2 = 30,004 (мм)
Р-НЕmin
= dmin - H1/2 = 30,002 - 0,004/2 = 30 (мм)
Виконавчі
розміри калібрів (мінімальні для валів):
Р-ПР = 30,01 (мм)
Р-ПРспр
= 30,018 (мм)
Р-НЕ = 30 (мм)
Контркалібри
до скоб:
К-ПРmax
= dmax - Z1 + Hр/2 = 30,015 - 0,003 + 0,0015/2
= 30,01275 (мм)
К-Нmax
= dmax + Y1 + Hр/2 = 30,015 + 0,003 + 0,0015/2
= 30,01875 (мм)
К-Нmin
= dmax + Y1 - Hр/2 = 30,015 + 0,003 - 0,0015/2
= 30,01725 (мм)
К-НЕmax
= dmin + Hр/2 = 30,002 + 0,0015/2 = 30,00275 (мм)
К-НЕmin
= dmin - Hр/2 = 30,002 - 0,0015/2 = 30,00125 (мм)
Виконавчі
розміри контркалібрів:
К-ПР = 30,01275 (мм)
КН = 30,01875 (мм)
К-НЕ = 30,00275 (мм)
На окремому
аркуші виконуємо ескіз розрахованих калібрів.
2.4 Розрахунок і
вибір посадок кілець підшипників кочення
Умова:
Розрахувати та
вибрати посадки для кілець підшипників кочення, що входять до заданої
складальної одиниці. При призначенні посадок слід враховувати умови їх роботи:
на вал діє постійне навантаження з ударами та вібрацією, перевантаження 300%,
клас точності підшипників 6.
Розв’язок:
В даному випадку
маємо 3 підшипники: один – шарикопідшипник радіальний, і пара однакових
роликових конічних однорядних підшипників. Перше з’єднання являє собою: вал -
внутрішнє кільце підшипника; зовнішнє кільце підшипника - корпус. Друге
з’єднання : шестерня – внутрішнє кільце підшипника, зовнішнє кільце підшипника
– стакан. В обох випадках циркуляційно навантаженим є внутрішнє кільце
(рухоме), тому що вал (а на ньому і шестерня) обертається, зовнішнє кільце
нерухоме – воно є місцево навантаженим. В посадках підшипників класів 0 та 6
застосовують поля допусків квалітета 7 для отворів корпусі і квалітета 6 для
валів. (В нашому випадку – степінь точності 6)
1. Згідно з [2.
с.379], виходячи з заданого внутрішнього діаметра d = 20 мм і умов роботи
вибираємо шарикопідшипник радіальний однорядний середньої серії 6-304, геометричні
параметри якого визначаємо з таблиці довідника:
d = 20 мм; D = 52
мм; В = 15 мм, r = 2 мм.
Підбираємо поле
допуску отвора корпуса. Зовнішнє кільце знаходиться під дією місцевого
навантаження. Заданим умовам згідно [1. табл.. 3.Д.25] відповідає поле допуску
Js7.
Підбираємо поле
допуску для внутрішнього циркуляційно навантаженого кільця Для цього визначаємо
інтенсивність навантаження:
PR = × Kn × F × FA = × 1,8 × 1 × 1 = 490,9 Н/мм,
де.
R = 3000 H -
радіальне навантаження,
b = 11 мм -
робоча ширина посадкового місця, для шарикопідшипників b = B - 2r
Kn =
1,8 - динамічний коефіцієнт посадки ( 1,8 тому, що навантаження з ударами і
вібраціями )., приймається за [3. с. 238]
F = 1 -
коефіцієнт, що враховує степінь послаблення посадкового натягу у порожнистому
валі або тонкостінному корпусі, приймаємо за [3. табл.9.5]. В нашому випадку =1,
тому, що корпус масивний, вал не порожнистий;.
FA = 1
– коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження між рядами
роликів в дворядних конічних роликопідшипниках або між здвоєними
шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження, вибирається за [3. с.
239] Для цього випадку = 1, тому, що підшипник однорядний.. Заданим умовам для
вала та. PR = 490,9 Н/мм відповідає поле допуску k6 [1. табл..
3.Д.28] тобто маємо Æ 20 k6 - для вала. А так як для внутрішнє кільце підшипника прийнято
за основний отвір (посадка призначається в систем отвору) то його поле допуску
позначається L6 , тобто для внутрішнього кільця Æ 20 L6.
Відповідно для
отвору в корпусі маємо - Æ 52 Js7. А так як зовнішнє кільце
підшипника прийнято за основний вал (посадка призначається в систем валу), то
поле допуску позначається l6, тобто для внутрішнього кільця Æ 52 l6.
Отже, маємо
посадку підшипника в з’єднанні:
Æ 20 - внутрішнє кільце та Æ 52 - зовнішнє кільце
За ГОСТ 3325-85
[8. табл.5, табл.7] визначаємо відхилення середніх діаметрів кілець. Відхилення
розмірів кілець:
Dm для Æ 20 L6 (внутрішнє кільце): верхнє
ES = 0 мкм; нижнє EI = -8 мкм; тобто Æ 20 L6 ( ).
dm Æ 52 l6 (зовнішнє кільце):
верхнє es = 0 мкм; нижнє ei = -11 мкм,
тобто Æ 52 l6
Відхилення
розмірів вала та отвору знаходимо за ГОСТ 25347-82 [7. табл.7, табл.8]:
для вала Æ 20 k6: es = +15 мкм; ei = +2
мкм.
для отвору Æ 52 Js7: ES = +15 мкм; EI =
-15мкм,
Параметри посадок
кілець підшипника 6-304 наступні:
-
зовнішнього:
Smax =
ES - ei = 15 -(-11) = 26 мкм.
Nmax =
ei - ES = 0 -(-15) = 15 мкм.
- внутрішнього:
Nmax =
es - EI = 15 -(-8) = 23 мкм.
Nmin =
ei - ES = 2 - 0 = 2 мкм.
2.
Згідно з
[2. с.391], виходячи з заданого внутрішнього діаметра d = 30 мм і умов роботи
вибираємо роликопідшипник конічний однорядний легкої серії 7204, геометричні
параметри якого визначаємо з таблиці довідника:
d = 30 мм; D = 62
мм; В = 16 мм; r = 1,5 мм, r1. = 0,5 мм
Підбираємо поле
допуску отвору корпуса. Зовнішнє кільце знаходиться під дією місцевого
навантаження. Заданим умовам згідно [1. табл.. 3.Д.25] відповідає поле допуску
Js7.
Підбираємо поле
допуску для внутрішнього циркуляційно навантаженого кільця Для цього визначаємо
інтенсивність навантаження:
PR = × Kn × F × FA = × 1,8 × 1,6 × 1 = 617,1 Н/мм,
де. R = 3000 H - радіальне навантаження,
b = 14 мм -
робоча ширина посадкового місця, для роликопідшипників b = B - (r+ r1.)
Kn =
1,8 - динамічний коефіцієнт посадки ( 1,8 тому, що навантаження з ударами і
вібраціями )., приймається за [3. с. 238]
F = 1,6 -
коефіцієнт, що враховує степінь послаблення посадкового натягу у порожнистому
валі або тонкостінному корпусі, приймаємо за [3. табл.9.5]. В нашому випадку шестерня,
на якій сидить підшипник, має порожнину для з’єднання з валом. Для вибору
коефіцієнта необхідно розрахувати відношення
dотв/d = 16/30 =
0,533, де
dотв = 16 мм
- діаметр отвору
порожнистого валу. А також відношення
D/d = 62/30 =
2,067
FA = 1
– коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження між рядами
роликів в дворядних конічних роликопідшипниках або між здвоєними
шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження, вибирається за [3. с.
239] Для цього випадку = 1, тому, що підшипник однорядний..
Заданим умовам
для вала та. PR = 617,1 Н/мм, відповідає поле допуску k6 [1. табл..
3.Д.28] тобто маємо Æ 30 k6 - для вала. А так як для внутрішнє кільце підшипника прийнято
за основний отвір (посадка призначається в систем отвору) то його поле допуску
позначається L6 , тобто для внутрішнього кільця Æ 30 L6.
Відповідно для
отвору в корпусі маємо - Æ 62 Js7. А так як зовнішнє кільце
підшипника прийнято за основний вал (посадка призначається в систем валу), то
поле допуску позначається l6, тобто для внутрішнього кільця Æ 62 l6.
Отже, маємо
посадки підшипника в з’єднанні:
Æ 30 - внутрішнє кільце та Æ 62 - зовнішнє кільце
За ГОСТ 3325-85
[8. табл.25, табл.27] визначаємо відхилення середніх діаметрів кілець.
Відхилення розмірів кілець:
Dm для Æ 30 L6 (внутрішнє кільце): верхнє
ES = 0 мкм; нижнє EI = -8 мкм; тобто Æ 30 L6 ( ).
dm Æ 62 l6 (зовнішнє кільце):
верхнє es = 0 мкм; нижнє ei = -11 мкм, тобто Æ 62 l6
Відхилення
розмірів вала та отвору знаходимо за ГОСТ 25347-82 [7. табл.7, табл.8]:
для вала Æ 30 k6: es = +15 мкм; ei = +2
мкм.
для отвору Æ 62 Js7: ES = +15 мкм; EI =
-15мкм,
Параметри посадок
кілець підшипника 7206 наступні:
-
зовнішнього:
Smax =
ES - ei = 15 -(-11) = 26 мкм.
Nmax =
ei - ES = 0 -(-15) = 15 мкм.
- внутрішнього:
Nmax =
es - EI = 15 -(-8) = 23 мкм.
Nmin =
ei - ES = 2 - 0 = 2 мкм.
2.5 Вибір
допусків, посадок та відхилень для геометричних параметрів різьбових та
шліцьових з’єднань
Умова:
Для заданого
різьбового з’єднання М27 (різьба кріпильна, клас точності середній)
встановлюються номінальні розміри і граничні відхилення по усім діаметрам. При
наявності в завданні шліцьового з’єднання для нього визначаються розміри і
допуски елементів, вибираються засоби контролю шліцьових деталей.
1. Для даної
різьби вибираємо крупний крок Р = 3 мм. Хоча при роботі вузла є поштовхи та
вібрації, та довжина згвинчування є малою - клас S (l = 10 мм - знаходимо як
висоту гайки або з пропорцій заданого складального креслення) [4, табл. 4.15],
проте шліцьова гайка зі стопорною шайбою запобігатиме самовідгвинчуванню. Тому
можна вибрати крупний крок, який забезпечує більший ККД в порівнянні з
різьбами, що мають дрібний крок. У відповідності з ГОСТ 16093-81 для середнього
класу точності переважною є посадка (для
нормальної довжини N). Проте, оскільки знайдена довжина згвинчування
відноситься до класу S, то допуск середнього діаметра рекомендується зменшити
на один степінь. Тоді за [4, табл. 4.18] обираємо поле допуску різьби болта
5g6g, де 5g - поле допуску середнього діаметру, 6g - поле допуску зовнішнього
діаметру; поле допуску різьби гайки 5Н (поле допуску середнього діаметру
5Н і поле допуску внутрішнього діаметру 5Н).
Тоді посадка
різьбового з’єднання буде :
М27 - .
Номінальні
розміри з’єднання:
· d = D = 27 мм
За формулами [4,
табл. 4.12] знаходимо (при даному кроці 3 мм):
· d2 = D2
= d - 2 + 0,051 = 27 - 2 + 0,051 = 25,051 (мм) (середній діаметр)
· d1 = D1
= d - 4 + 0,752 = 27 - 4 + 0,752 = 23,752 (мм)
За таблицею [4,
табл. 4.17] знаходимо граничні відхилення діаметрів різьби, знайдені дані
заносимо до табл. 2.5.1
Таблиця 2.5.1
Гайка
|
Болт |
М27 - 5H |
М27 - 5g6g |
Параметр |
Поле допуску |
ES |
EI |
TD |
Параметр |
Поле допуску |
es |
ei |
Td |
D |
- |
- |
- |
- |
d |
6g |
-0,048 |
-0,423 |
0,375 |
D1
|
5Н |
+0,400 |
0 |
0,400 |
d1
|
- |
-0,048 |
- |
- |
D2
|
5Н |
+0,212 |
0 |
0,212 |
d2
|
5g |
-0,048 |
-0,208 |
160 |
Для поля допуску
5g в [4, табл. 4.17] граничні відхилення не вказано. Тому для нього за таблицею
[9, П56] знаходимо верхнє граничне відхилення es = - 48 мкм і за таблицею [9,
П56] допуск Td2 = 160 мкм Звідки за відомою залежність знаходимо
нижнє граничне відхилення ei = es - Td2 = -48 -160 = -208 мкм.
Знайдені значення заносимо до табл. 2.5.1 Підраховуємо граничні розміри діаметрів болта і гайки:
d2 max =
d2 + esd2 = 25,051 - 0,048 = 25,003 (мм)
d2 min =
d2 + eid2 = 25,051 - 0,208= 24,843 (мм)
dmax =
d + esd = 27 - 0,048 = 26,952 (мм)
dmin =
d + eid = 27 - 0,423= 26,577 (мм)
d1 max =
d1 + esd1 = 23,752 - 0,048= 23,704 (мм)
d1 min -
не нормується
D2 max =
D2 + ESD2 = 25,051 + 0,212= 25,263 (мм)
D2 min =
D2 + EID2 = 25,051 + 0= 25,051 (мм)
D1 max =
D1 + ESD1 = 23,752 + 0,400= 24,152 (мм)
D1 min =
D1 + EID1 = 23,752 + 0= 23,752 (мм)
Dmax -
не нормується
Dmin =
D = 27 мм
2. Для даної
конструкції маємо шліцьове прямобічне з’єднання з центруванням по зовнішньому
діаметру D = 16 мм. Такий спосіб є простим та економічним, застосовується, коли
втулку термічно не обробляють або коли твердість її матеріалу після термічної
обробки допускає калібрування протяжкою, а вал - фрезерування до отримання
кінцевих розмірів зубців. Застосовується для нерухомих з’єднань (як в нашому
випадку). Забезпечує високу точність співвісності елементів з’єднання.
По таблиці
розмірів прямобічних шліцьових з’єднань [4, табл. 4.58] визначаємо, що розміру D
= 16 мм відповідає з’єднання середньої серії з основними розмірами z ´ d ´ D ´ b : 6 ´ 13 ´ 16 ´ 3,5.
Для забезпечення
заданих умов роботи (на вал діє постійне навантаження з ударами та
вібрацією, перевантаження 300%, шліцьове з’єднання нерухоме, при ремонті може
розбиратися.) найкраще відповідає перехідна посадка переважного
використання для розміру D - типу
"щільна" за таблицею рекомендованих полів допусків для розмірів b і D
при центруванні по D [4, табл. 4.59]. Адже посадки такого типу рекомендовані
для застосування при значній довжині з’єднання та коли складання та розбірка
ускладнюються компонуванням вузла (як в нашому випадку). Складальні одиниці,
утворені деталями, з’єднуваними щільною посадкою - як правило нерухомі (що й
треба забезпечити для нашої конструкції) [4, с.322], проте при необхідності
можуть розбиратися з застосуванням незначних зусиль (задана конструкція при
ремонті може розбиратися)
Вибір інших
рекомендованих для такого способу центрування посадок був би менш доцільним,
адже наприклад посадка з
зазором не призначена для таких важких умов як в нашому випадку, а перехідна
посадка - "глуха" навпаки
призначена для масивних та дуже сильно навантажених конструкцій.
Поєднання посадок
по розмірам b і D стандартом не регламентовано (встановлюється конструктором).
Встановлюємо по b посадку переважного використання за
таблицею рекомендованих полів допусків для розмірів b і D при центруванні по D [4,
табл. 4.59], яка призначена для нерухомого з’єднання.
Для нецентруючого
діаметра d за таблицею полів допусків для розмірів нецетруючих діаметрів [4,
табл. 4.62] поле допуску для втулки Н11, для валу за таблицею розмірів
прямобічних шліцьових з’єднань [4, табл. 4.58] приймається d по d1 ³ 12 мм.
Обране шліцьове
з’єднання позначається наступним чином
D - 6 ´ 13 ´ 16 ´ 3,5
(при центруванні
по D поля допусків нецентруючих діаметрів не вказують).
За ГОСТ 25347-82 [7]
визначимо граничні відхилення та поля допусків:
- отвору Æ16 Н7 = 16+0,018 ,
TD = ES - EI = 0,018 - 0 = 0,018 мм
- валу Æ16 js6 = 16 ± 0,0055, Td = es - ei =
0,0055 - (- 0,0055) = 0,011 мм
- втулка Æ13 Н11 = 13+0,110
, TD = ES - EI = 0,11 - 0 = 0,11 мм
- ширина западин
отвору 3,5 F8 = 3,5 , T = ES - EI =
0,028 - 0,01 = 0,018 мм
- товщина зубців
валу 3,5 js7 = 3,5 ± 0,006, T = es - ei = 0,006 - ( -0,006 ) = 0,012 мм
Таблиця 2.5.2
Шліцьова втулка
|
Шліцьовий вал |
Розмір |
Поле допуску |
ES |
EI |
TD |
Поле допуску |
es |
ei |
Td |
D = 16 |
H7 |
+0,018 |
0 |
0,18 |
js6 |
-0,0055 |
+0,0055 |
0,011 |
d = 13 |
H11 |
+0,11 |
0 |
0,11 |
³ 12 мм |
b = 3,5 |
F8 |
+0,028 |
+0,010 |
0,018 |
js7 |
+0,006 |
-0,006 |
0,012 |
Шліцьове
з’єднання можна контролювати комплексними прохідними калібрами (калібр-пробка
для шліцьового отвору та калібр-кільце для шліцьового валу) та поелементними
непрохідними калібрами або на універсальних вимірювальних приладах. В спірних
випадках контроль комплексним калібром є вирішальним. Пробковими та кільцевими
комплексними калібрами контролюється взаємне розташування поверхонь з’єднання. Контроль
шліцьового вала або втулки комплексним калібром є достатнім в одному положенні,
без перевстановлення калібру. Контроль поелементним непрохідним калібром
необхідно виконувати не менш, як в трьох різних положеннях. Якщо калібр
проходить хоча б в одному з цих положень, контрольовану деталь вважають
бракованою. Допуски калібрів для контролю шліцьових прямобочних з’єднань
регламентовані ГОСТ 7951-80. Розрахунок комплексного калібру-пробки для
контролю шліцьового отвору приведений в [пункті 2.3]
2.6 Розрахунок
розмірного ланцюга
Умова:
Дано розмірний ланцюг: А1
= 200 мм; А2 = 3 мм; А3 = 21 мм; А4 = 1,2 мм;
А5 = 56 мм;
А6 = 53
мм; А7 = 63 мм; граничні розміри замикальної ланки : АDнб = 4,0 мм; АDнм = 2,8 мм. Методом повної
взаємозамінності розв’язати пряму задачу розрахунку розмірного ланцюга
(призначення допусків на складові розміри при заданому значенні замикальної
ланки). Задачу розв’язати способом призначення допусків одного квалітета.
Розв’язок:
1.
Довільно вибираємо
напрям обходу контура, визначаємо збільшувальні (А1 ) та зменшувальні
(А2, А3 , А4 ,А5 , А6
,А7) ланки:
2.
Визначаємо
номінальний розмір замикальної ланки:
АD = А1 -( А2
+ А3 + А4 + А5 + А6 + А7)
=
= 200 -(3 + 21 +
1,2 + 56 + 53 + 63) = 2,8 мм.
Тоді, виходячи з
умови, верхнє відхилення замикальної ланки:
ES(АD) = АDнб - АD = 4,0 - 2,8 = 1,2 мм = 1200
мкм
Нижнє
відхилення замикальної
ланки:
EI(АD) = АDнм - АD = 2,8 - 2,8 = 0
Допуск замикальної ланки:
ТD = ES(АD) - EI(АD) = 1200 - 0 = 1200 мкм
3.
Визначаємо
середній квалітет точності ланцюга, для чого розраховуємо середню кількість
одиниць допуска за формулою:
= = 110,29,
Де ТD - допуск замикальної ланки;
åТст - сума допусків
стандартних деталей, розміри яких входять в розмірний ланцюг ( в нашому випадку
жодна стандартна деталь до ланцюга не входить);
åі нест - сумарне значення
одиниць допуску складових ланок без стандартних деталей
Число одиниць
допуску вибираємо за відповідною таблицею з [1, 3.Д.17] маємо:
Таблиця 2.6.1
Ланка |
А1
|
А2
|
А3
|
А4
|
А5
|
А6
|
А7
|
Номінальний
розмір, мм
|
200 |
3 |
21 |
1,2 |
56 |
53 |
63 |
одиниці допуску і |
2,89 |
0,55 |
1,31 |
0,55 |
1,86 |
1,86 |
1,86 |
Допуск Т, мкм |
290 |
60 |
130 |
60 |
190 |
190 |
190 |
4. За таблицею
[1, 3.Д.18] знаходимо, що така кількість одиниць допуску відповідає точності
дещо нижче 11 квалітета.
5. Визначаємо
допуски всіх складових ланок по [1, 3.Д.23], заносимо значення до табл. 2.6.1.
Визначаємо
розрахункове значення допуска замикальної ланки:
ТD розр = = 290 + 60 +130 + 60 +190
+ 190 + 190 = 1110 мкм
Розрахунковий
допуск замикальної ланки виявився меншим, ніж заданий ТD = 1200 мкм, це означає, що
частина складових розмірів можуть бути виконані з більшими допусками, що
економічно більш доцільно. Величина, на яку можуть бути збільшені допуски
складових розмірів при збереженні допуска замикальної ланки:
ТD - ТD розр =1200 - 1110 = 90 мкм;
З технологічних
міркувань найбільш доцільно розширити допуск на складовий розмір А1 ,
тоді
ТА1 = 290 + 90 =
380 мкм,
що приблизно
відповідає 12 квалітету. Тепер умова ТD розр = виконана.
Результати
розрахунків заносимо до табл.. 2.6.2.
Таблиця. 2.6.2
Ланки розмірного ланцюга |
Квалітет точності |
Значення одиниці допуску і |
Найменування |
Позначення |
Номінальний розмір, мм |
Допуск, мм |
Задані, розрахункові чи прийняті граничні відхилення, мм |
при першій спробі |
прийнятий |
при першій спробі |
прийнятий |
верхнє |
нижнє |
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
9 |
9 |
10 |
Збільшувальні |
А1
|
200 |
0,290 |
0,380 |
+0,79 |
+0,41 |
11 |
12 |
2,89 |
Зменшувальні |
А2
|
3 |
0,060 |
0,60 |
+0,03 |
-0,03 |
11 |
11 |
0,55 |
А3
|
21 |
0,130 |
0,130 |
+0,065 |
-0,065 |
11 |
11 |
1,31 |
А4
|
1,2 |
0,060 |
0,060 |
+0,03 |
-0,03 |
11 |
11 |
0,55 |
А5
|
56 |
0,190 |
0,190 |
+0,095 |
-0,095 |
11 |
11 |
1,86 |
А6
|
53 |
0,190 |
0,190 |
+0,095 |
-0,095 |
11 |
11 |
1,86 |
А7
|
63 |
0,190 |
0,190 |
+0,095 |
-0,095 |
11 |
11 |
1,86 |
Замикальна |
АD |
2,8 |
1,2 |
1,2 |
1,2 |
0 |
- |
- |
- |
6. Визначаємо
граничні відхилення складових розмірів (окрім залежного розміру А1),
приймаючи для усіх симетричне розташування полів допусків.
Граничні
відхилення залежного розміру розраховуємо за формулами:
ES(АD) = ESA1 - (EIA2
+ EIA3 + EIA4 + EIA5 + EIA6 +
EIA7);
EI(АD) = EIA1 - (ESA2
+ ESA3 + ESA4 + ESA5 + ESA6 +
ESA7),
звідси виражаємо:
ESA1 =
ES(АD) +
(EIA2 + EIA3 + EIA4 + EIA5 + EIA6
+ EIA7) = 1,2 + (-0,03 - 0, 065 - 0,03 - 0,095 - 0,095 -
0,095) = 0,79 мм;
EIA1 =
EI(АD) +
(ESA2 + ESA3 + ESA4 + ESA5 + ESA6
+ ESA7) = 0 + (0,03 + 0, 065 + 0,03 + 0,095 + 0,095 + 0,095) =
0,41 мм .
Правильність
розрахунку перевіримо, визначивши допуск залежного розміру і порівнявши його прийнятим:
ТА1 = ESA1 -
EIA1 = 0,79 - 0,41 = 0,38 мм
Після перевірки
заносимо дані розрахунків в табл.. 2.6.2.
Список
використаної літератури
1.
Желєзна
А.О., Кирилович В.А. Основи взаємозамінності, стандартизації та технічних
вимірювань: Навчальний посібник. – Житомир.: ЖІТІ, 2002. – 616 с.
2.
Анурьев
В. И., инж. Справочник конструктора-машиностроителя. изд 3-е, переработ. М.,
изд-во "Машиностроение", 1968. – 688 с.
3.
Якушев
А.И. и др. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебник
для втузов. – 6-е изд., перераб. и дополн. – М.: Машиностроение, 1987. – 352 с.
4.
Допуски и
посадки: Справочник в 2-х ч./Под ред. В.Д. Мягкова. – 5-е изд., перераб. и доп.
– Л.: Машиностроение. Ленингр. отд-ние, 1978. – 1032 с.
5.
Подшипники
качения: Справочник-каталог/Под ред. В.Н. Нарышкина и Р.В. Коросташевского. –
М.: Машиностроение, 1984. – 280 с.
6.
Детали
машин: Атлас конструкций/Под ред. Д.Н. Решетова. – 4-е изд., перераб. и доп. –
М.: Машиностроение, 1979. – 368 с.
7.
ГОСТ
25347-82. Поля допусков и рекомендуемые посадки. Утверждено и введено в
действие Постановлением Государственного комитета СССР по управлению качеством
продукции и стандартам от 09.10.89 № 3044
8.
ГОСТ
3325-85 (СТ СЭВ 773-77). Подшипники качения. Поля допусков и технические
требования к посадочным поверхностям валов и корпусов. Посадки. Взамен ГОСТ
3325-55. Утверждено и введено в действие Постановлением Государственного
комитета СССР по управлению качеством продукции и стандартам от 28.08.85 №
2781.
9.
Козловский
Н. С., Ключников В. М. Сборник примеров и задач по курсу "Основы
стандартизации, допуски, посадки. технические измерения": Учебное пособие
для учащихся техникумов. - М.: Машиностроение, 1983. - 304 с.
10.
ГОСТ
7951-80. Калибры для контроля шлицевых прямобочных соединений. Взамен ГОСТ
7951-59. Утверждено и введено в действие Постановлением Государственного
комитета СССР по управлению качеством продукции и стандартам от 01.01.81 № 1224.
11.
ГОСТ
24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски. Взамен ГОСТ 7951-59.
Утверждено и введено в действие Постановлением Государственного комитета СССР
по управлению качеством продукции и стандартам от 23.06.81 № 3066.
12.
ГОСТ
24959-81 Калибры для шлицевых соединений. Технические условия. Взамен МН
2977-61. Утверждено и введено в действие Постановлением Государственного
комитета СССР по управлению качеством продукции и стандартам от 29.09.81 №
4409.
13.
ГОСТ
24960-81, ГОСТ 24961-81. Калибры для шлицевых прямобочных соединений. Виды,
основные размеры. Взамен МН 2957-61, МН 2969-61. Утверждено и введено в
действие Постановлением Государственного комитета СССР по управлению качеством
продукции и стандартам от 29.09.81 № 4410.
14.
Дунаев
П.Ф., Леликов О.П., Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для
машиностроит. спец. вузов. - 4-е изд., перераб. и доп. - М.: Высш. шк., 1985 -
416 с.
|