Расчет контркалибров для контроля скобы

Технические требования к калибрам

Допуск цилиндричности (для круглых пробок) [1,4]:

T_O = 1/3 H = 5/3 = 1,667 мкм. Округляем до ближайшего числа из ряда чисел:(0,8; 1; 2; 2,5; 3;4; 5; 6; 8; 10...) Т_O = 2 мкм.

Шероховатость рабочих поверхностей Ra по ГОСТ 2015-84 [1, табл. 8.3]: пробки и скобы – Ra =0,05 мкм, контркалибров – Ra= 0,025 мкм. Шероховатость торцов – Ra= 1,6 мкм, фасок – Ra = 0,8 мкм. Размер контролируемого отверстия находится в интервале свыше 50 мм, поэтому выбираем пробки с насадками: проходную по ГОСТ 14815-69,

непроходную – ГОСТ 14816-69.

 

Таблица 1.7

Конструктивные размеры калибр-пробки

 

Рисунок 1.7 – Пробка 8133-0944 H7 ГОСТ 14810-69

 

Расчет контркалибров для контроля скобы

Для контроля размеров калибров-скоб используют контркалибры. Исполни­тельные размеры контркалибров, согласно схеме расположения полей допусков (рис. 3.8), подсчитываются по формулам [1, табл. 8.2; 4, с. 8]:

К-И = d_max + Y₁ + H_P/2 =67,99 + 0,003 + 0,002/2 = 67,994_{- 0,002} мм;

К-ПР = d_max - Z₁ + H_P/2 = 67,99 - 0,004 + 0,002/2 = 67,985_{- 0,002} мм;

К-НЕ = d_min + H_P/2 = 67,96 + 0,002/2 = 67,961_{- 0,002} мм;

 

Рисунок 1.10 – Эскизы контркалибров для скобы

 

 

1.2.4 Допуски и посадки подшипников качения на вал и корпус

Для колец заданного подшипника назначить посадки на вал и в корпус. Расшифровать условное обозначение подшипника. Построить схемы полей до­пусков. Вычертить эскизы подшипникового узла и посадочных поверхностей вала и корпуса под подшипник.

 

Таблица 1.9

 

Карта исходных данных для подшипников качения

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Условное обозначение подшипника
Номер позиции по чертежу
Радиальная нагрузка R, кН	38,0
Режим работы подшипника, допустимые перегрузки, в %	300 %
Вращающаяся деталь	вал
Конструкция вала (по чертежу)	сплошной
Конструкция корпуса (по чертежу)	сплошной

 

Расшифровать условное обозначение подшипника

Условное обозначение подшипника –1806608 подшипник шариковый однорядный радиально-упорный по ГОСТ 8338.

Расшифровка условного обозначения:

код внутреннего диаметра 08;

серия по наружному диаметру 6;

тип подшипника 6;

конструктивное исполнение 80;

серия по ширине 1;

класс точности 0.

 

Конструктивные размеры подшипника

Определяем параметры подшипника: [1, табл. 4.3]. Внутренний диаметр подшипникаd= 40 мм. Наружный диаметр подшипникаD = 90 мм. Ширина подшипника В = 33 мм. Радиусы закруглений r=2,5 мм.

Рисунок 1.11 – Эскиз подшипника 8882

 

По ГОСТ 520 определим отклонения внутреннего и наружного колец подшипника: [1, табл. 4.9] для нулевого класса:

L0 = L_D = Δd_mp = мкм;

l0 = l_D = ΔD_mp = мкм.

 

Определить вид нагружения колец

Вращающаяся деталь – вал, следовательно, внутреннее кольцо подшипника испытывает циркуляционную нагрузку, наружное кольцо испытывает местное нагружение.

 

Расчет интенсивности радиальной нагрузки

Вращающееся кольцо подшипника испытывает циркуляционный вид нагружения, что требует обеспечения неподвижного соединения с сопрягаемой деталью. Величина минимального натяга зависит от интенсивности радиальной нагрузки, определяемой по формуле:

,

где Р – интенсивность радиальной нагрузки, кН/м;

R – радиальная нагрузка на подшипник, кН;

В – ширина подшипника, мм;

r и r₁ – радиусы закруглений внутреннего кольца подшипника, мм;

К₁ – динамический коэффициент посадки, зависящий от допустимой перегрузки, К₁ = 1,8 при перегрузке до 300 %;

К₂ – коэффициент, учитывающий ослабление посадочного натяга при пониженной жесткости вала или корпуса. Для жесткой конструкции К₂ = 1 [1, табл. 4.10];

К₃ – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки между рядами тел качения в двурядных роликоподшипниках и сдвоенных шарикоподшипниках при наличии осевой нагрузки на опору, для однорядных подшипников К₃ = 1 [1, табл.4.11]:

Выбор полей допусков

Для циркуляционно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, интенсивности радиальной нагрузки и класса точности [1,табл. 4.12].Посадка для внутреннего кольца подшипника:

Ø 40 .

Для местно-нагруженного кольца подберем посадку в зависимости от диаметра, класса точности и величины перегрузки [1,табл. 4.13]. Посадка для наружного кольца подшипника

Ø 90 .

Определить предельные размеры

Внутреннее кольцо подшипника:

D_max = D + ES = 40 + 0 = 40 мм;

D_min = D + EI = 40 + (-0,012) = 39,988 мм;

Вал:

d_max = d + es = 40 + 0,0033 = 40,033 мм;

d_min = d + ei= 40 + 0,017= 40,017 мм;

Максимальный натяг:N_max = d_max – D_min =40,033– 39,988 = 0,045 мм.

Минимальный натяг:N_min = d_min – D_max = 40,017 –40 = 0,017 мм.

Средний натяг:

N_m = (N_max – N_min)/2 = (0,045 – 0,017)/2 = 0,031 мм

 

Отверстие корпуса:

D_max = D + ES = 90 + 0,011 = 90,011 мм;

D_min = D + EI = 90 + 0,011 = 89,989 мм;

Наружное кольцо подшипника:

d_max = d + es = 90 + 0 = 90 мм;

d_min = d + ei = 90 + (-0,015) = 89,985 мм;

Максимальный зазор:S_max = D_max – d_min = 90,011 – 89,985 = 0,026 мм.

Максимальный натяг:N_max = d_max – D_min = 90 – 89,989 = 0,011 мм.

Средний зазор:

S_m = (S_max + N_max)/2 = (0,026 + 0,011)/2 = 0,0075 мм

 

Построим схему расположения полей допусков.

 

 

Рисунок 1.12 – Схема расположения полей допусков внутреннего кольца подшипника и вала

 

 

Рисунок 1.13 – Схема расположения полей допусков наружного кольца подшипника и корпуса

Технические требования на рабочие поверхности вала и корпуса Методом подобия назначаем параметры шероховатости поверхностей сопря­гаемых деталей [1, табл. 2.3]: для вала, отверстия в корпусе Ra= 0,8 мкм, для торцов заплечи­ков Ra= 1,6 мкм

Допуски формы и расположения посадочных поверхностей валов и отвер­стий корпусов установлены ГОСТ 3325 и приводятся в [1, табл. 4.15]. Допуски круглости и профиля продольного сечения:

- для вала Tф= 4 мкм;

- для отверстия: Tф= 9 мкм.

Допуск торцового биения заплечиков:

- вала: Тб = 16 мкм;

- отверстия Тб = 35 мкм.

Размеры заплечиков и канавок определены ГОСТ 20226 и зависят от ради­уса закругления торца подшипника [1, табл. 4.14]. При радиусе 2 мм определим: высоту заплечика – 3,5 мм; глубину канавки - 0,3 мм; ширину канавки на валу - 2,4 мм; ширину канавки в корпусе – 3,0 мм.

Рабочие чертежи вала и корпуса представлены на рис. 1.14 и рис.1.15, а сборочный чертеж узла с подшипником на рис.1.16.

3×45º

2,4

3,2

0,8

0,016

0,004

1,6

Рисунок 1.14 – Рабочий чертеж вала

0,0075

0,8

2×45º

Рисунок 2.15 – Рабочий чертеж корпуса

Рисунок 1.16 – Сборочный чертеж узла с подшипником: 1) вал, 2) подшипник, 3) корпус, 4) крышка

 

 

1.2.5 Допуски размеров, входящих в размерные цепи

 

На рис. 1.1 между крышкой 8 и подшипником 10 предусматривается тепловой зазор, величина которого обеспечивается расчетом размерной цепи.

 

Таблица 1.10

 

Карта исходных данных по расчету размерной цепи

Обозначения	Наименования	Размеры, мм
A1 = A5	Высота буртиков крышек
A2 = A4	Толщина прокладок
A3	Размер корпуса
A6 = A8	Монтажная высота подшипников	23,75-0,25
A7	Длина шлицевой части ступени вала
A∆ max	Максимальный зазор
A∆ min	Максимальный натяг

 

Составим схему размерной цепи (рисунок 1.17), методом замкнутого векторного потока

 

Рисунок 1.17 – Схема размерной цепи

 

Размерная цепь состоит из m=10 звеньев, включая и замыкающее звено

; ; – увеличивающие звенья, n = 3

; ; ; ; ; – уменьшающие звенья, p = 8, из них

k = 3 – стандартные звенья.

m = n + p +1 = 9.

Рассчитаем номинальный размер, допуск и предельные отклонения замыкающего звена:

( + + ) – ( + + + + ) =

= (2 + 216 + 2) – (6 + 6 + 23,75 + 160 + 23,75) = 0,5 мм,

T_Δ = A_{∆ max} – A_{∆ min} = 3 – 1 = 2 мм,

ES_Δ = A_{∆ max} – A_∆ = 3 – 0,5 = 3,5 мм,

EI_Δ = A_{∆ min} – A_∆ = 1 – 0,5 = 0,5 мм,

Замыкающее звено имеет вид – A_∆ = 0,5 .

Определим средний квалитет размерной цепи по среднему числу единиц допуска, приходящемуся на одно звено, включая стандартные (подшипники):

a_m =

Назначаем квалитет по расчётному значению а_m [1, табл. 1.1]: принимаем 12 квалитет, (а_m = 160).

Найдем стандартные поля допусков по назначенным квалитетам для каждо­го размера. Основные отклонений следует назначать так, чтобы допуск был направлен «в тело» детали, то есть в зависимости от вида поверхности (разме­ра): охватываемый, охватывающий, остальные. Таким образом назначаем ос­новные отклонения для размеров ; ; ; как на основной

 

вал (h) и поле допуска h12, а на размеры ; как на остальные (j_s) и поле допуска j_s12. Результаты расчётов сводим в табл. 2.10.

Согласовать расчетное поле допуска с заданным

Определить расчётное поле допуска замыкающего звена:

(0,12+0,12+0,1+0,1+0,46+0,4+0,25+0,25) =1,8.

Необходимо обеспечить выполнение условия: расчетный допуск замыкаю­щего звена должен быть меньше или равен заданному допуску замыкающего звена. Если условие не выполняется, то требуется изменить точность одного или двух размеров, изменив квалитет.

По расчету получилось: ω_∆< T_∆, т.е. 1,8 < 2. Разность ω_∆ – T_∆ = 0,2.

Для более точного согласования допусков изменим квалитеты звеньев с 12-го на 13-ый. Разница допусков при этом составит:

Для звена : IT12 – IT13 = 120 - 180 = 60 мкм.

Таким образом, ω’_∆ = 1,86 ≈ 2.

Проверим соответствие предельных отклонений размеров составляющих звеньев требованиям замыкающего звена

(0 + 0+ 0) – ((-0,09) + (- 0,09) + (– 0,25) + (– 0,4) + (– 0,25)) = 1,08 мм,

((- 0,1) + (– 0,46) + (– 0,1)) – (0.09 + 0,09 + 0,25 + 0 + 0,25) = = -1,34 мм.

Из сравнения видно, что нижнее отклонение замыкающего звена A_∆ = 0,5 , соответствует заданному A_∆ = 0,5 , а верхнее не соответствует. Для согласования предельных отклонений необходимо решить обратную задачу. Для этого нужно в формулу для верхнего предельного отклонения подставить требуемое значение и определить новое верхнее предельное отклонение одного из составляющих звеньев, выбранного в качестве согласующего.

Возьмем для этой цели звено , которое является уменьшающим.

Выполним пересчет верхнего отклонения звена :

+2,5 = (0 + 0 + 0) – (-(0,09) + EI_A5 + (- 0,25) + (– 0,4) +

(– 0,25)) = 1,94 мм,

EI_A5 = -1,51

+0,5 = ((-0,1 + (-0,46) + (-0,1)) – (0,09 + ES_A5 + 0,25 + 0 + 0,25)

ES_A5 = -1,75

 

Таким образом, для звена устанавливаем нестандартное поле допуска = 0,5 . Результаты поэтапных и окончательных расчетов сводим в таблицу 1.10.

Таблица 1.10

Сводная таблица к расчету размерной цепи

Обозначение и вид	Номинальный размер звена, мм	Значение единицы допуска ij	Принятые значения звеньев размерной цепи
После назначения полей допусков по расчетному значению am	После согласования значений допусков	После согласования предельных отклонений
		0,8	6Js12 (±0,06)	6Js13 (±0,09)	6Js13 (±0,09)
		0,6	2 h12(-0,1)	2 h12(-0,1)	2 h12(-0,1)
		2,9	216h12(-0,46)	216h12(-0,46)	216h12(-0,46)
		0,6	2 h12(-0,1)	2 h12(-0,1)	2 h12(-0,1)
		0,8	6Js12 (±0,06)	6Js13 (±0,09)	6Js13 (±0,09)
	23,75(±0,25)	-	23,75(±0,25)	23,75(±0,25)	23,75(±0,25)
		2,5	160h12(-0,4)	160h12(-0,4)	160h12(-0,4)
	23,75(±0,25)	-	23,75(±0,25)	23,75(±0,25)	23,75(±0,25)
A∆	0,5	-	-	0,5	0,5

1.3 Нормирование точности соединений сложного профиля

 

1.3.1 Нормирование точности метрической резьбы

 

Таблица 1.11

Карта исходных данных для метрической резьбы

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Условное обозначение резьбы	М16x1,5
Номер позиции по чертежу
Наименование деталей входящих в соединение	Вал 1
Длина свинчивания	N (нормальная) Свыше мм
Действительный средний диаметр	14,9 мм
Накопленная погрешность шага	∆PП = 15 мкм
Погрешности угла профиля	∆α/2пр = - 8 мин
∆α/2лев = - 6 мин

 

Расшифруем условное обозначение резьбы и определим ряд предпочтительности:

Резьба метрическая, номинальный диаметр d = 16 мм, шаг мелкий p = 1,5 мм. По ГОСТ 8724 [1, табл. 5.1] определяем ряд предпочтительности диаметров – второй.

Определим размеры резьбового соединения.

По ГОСТ 24705 [1, табл. 5.2] определяем основные размеры профиля резьбы в зависимости от шага:

- наружный диаметр резьбы: d = 16 мм;

- внутренний диаметр: D₁ =d₁ = d – 2 + 0,376 = 14,376 мм;

- средний диаметр: D₂ = d₂ = d – 1 + 0,026 = 15,026 мм;

- диаметр по дну впадин: d₃ = d – 2 + 0,160 = 14,16 мм;

- теоретическая высота витка: H = 0,866 × P = 0,866 × 1,5 = 1,299 мм;

- рабочая высота витка: H₁ = 0,541 × P = 0,541 × 1,5 = 0,8115 мм.

0,37

1,75

0,75

0,18

1,5

 

Рисунок 1.18 – Профиль резьбы

 

Назначим степень точности и поля допусков на детали резьбового соединения.

Определим поля допусков резьбы по ГОСТ 16093 [1, табл. 5.8]. Учитывая, что средний класс точности по ГОСТ 16093 получил наибольшее распространение, и задана длинная свинчиваемость, выбираем предпочтительные поля допусков: резьбы болта – 6g; резьбы гайки – 6H.

Определяем числовые значения допусков и отклонений и заносим в табл. 1.12.

 

 

Таблица 1.12

Значение отклонений и допусков резьбового соединения

Номинальный размер, мм	Обозначение поля допуска	Величина допуска T, мкм	ES, мкм	Наибольший предельный размер, мм	EI, мкм	Наименьший предельный размер, мм
d = 16	6g		- 32	15,968	-268	15,732
d2 = 15,026	6g		- 32	14,994	-172	14,854
d1 = 14,376	-	-	-	14,376	-	-
D = 16	-	-	-	-
D2 = 15,026	6H			14,836		15,026
D1 = 14,376	6H			14,076		14,376

 

Допуск среднего диаметра болта 6 степени: для диаметра 16 и шага 1,5 ра­вен 140 мкм [1, табл.5.3].

Допуск среднего диаметра гайки 6 степени для диаметра 16 и шага 1,5 ра­вен 190 мкм [1,табл.5.4].

Допуск наружного диаметра болта для 6 степени с шагом 1,5 равен 236 мкм [1, табл.5.5].

Допуск внутреннего диаметра гайки для 6 степени с шагом 1,5 равен 300 мкм [1,табл.5.5].

Основные отклонения диаметров болтаes = -32 мкм, а для гайки EI = 0 [1, табл.5.6].

 

Рассчитать приведённый средний диаметр резьбы болта и сделать заключение о годности резьбы

 

Рассчитываем приведенный средний диаметр и строим схему расположе­ния полей допусков по среднему диаметру (рис. 2.19) и по профилю (рис. 2.20):

d_2пр = d_2изм + (fp + fα)

Погрешность наклона боковой стороны половины угла профиля:

∆α/2_пр = мин,

Диаметральная компенсация погрешностей половины угла профиля fα:

fα = 0,36P × ∆α/2_пр = 0,36 · 1,5 · 7 = 3,78 ≈ 4 мкм,

Диаметральная компенсация погрешностей половины угла профиля fp:

fp = 1,732P × ∆Pn = 1,732 · 15 = 25,98 ≈ 26 мкм,

d_2пр = d_2изм + (fp + fα) = 14,9 + (0,026 + 0,004) = 14,93 мм.

Условие годности резьбы по среднему диаметру для болта:

d_2изм ≥ d_2min; d_2пр ≤ d_2max;

Условие прочности выполняется:

14,9 ≥ 14,854.

Условие свинчиваемости также обеспечивается:

14,93 ≤ 14,994.

Таким образом, болт годен.

 

 

Рисунок 1.19 – Схема расположения полей допусков по среднему диаметру болта. D

0,75

Рисунок 1.20 – Расположение полей допусков по профилю резьбы болта 6g и гайки 6H

 

1.3.2 Нормирование точности шпоночных соединений

 

Таблица 1.13

Карта исходных данных шпоночного соединения

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Диаметр соединения d, мм
Ширина и высота шпонки (ГОСТ 23360), b×h, мм	12×8
Шпонка	направляющая
Тип производства	серийное
Количество шпонок в соединении	одна

 

Размеры шпоночного соединения определяем по ГОСТ 23360-78 [1, табл. 3.1].

 

d = 42 мм – диаметр вала;

b = 12 мм – ширина шпонки;

h = 8 мм – высота шпонки;

S_min = 0,4 – фаска;

S_{1 max} = 0,4 – радиус закругления r или фаска;

l = 28…140 – интервал длин шпонки;

t₁ = 5,0^+0,2 – глубина шпоночного паза с отклонением на валу;

t₂ = 3,3^+0,2 – глубина шпоночного паза с отклонением во втулке;

 

Выбор посадок шпонки в пазы вала и втулки

Предельные отклонения шпонки:

- на ширину шпонки b = 12 h9 (_-0,043);

- на высоту шпонки h = 8 h11 (_-0,090);

- на длину шпонки l = 40 h14 (_-0,62);

- на длину паза под шпонку на валу L = 40 H15 (⁺¹).

Посадка шпонки в пазы вала и втулки зависит от типа производства и назначения шпонки. В данном соединении шпонка направляющая, соединение свободное, производство серийное.

Принимаем по [1, табл. 3.2]: паз вала - 12 H9(^+0,043);

паз втулки – 12 D10()

 

Рисунок 1.21 – Схема полей допусков по ширине шпонки

 

В соединении шпонки с валом S_min = 0; S_max = 0,086 мм; в соединении с пазом втулки S_min = 0,05 мм; S_max = 0,17 мм, что обеспечивает свободное перемещение зубчатого колеса вдоль вала.

 

Расчет допуска взаимного расположения шпоночного паза

Допуск параллельности равен 0,5Т9, а допуск симметричности Т9. Рассчитываем и округляем до стандартных значений [1, табл. 2.8 и 2.9], указываем на эскизах вала и втулки. T_// = 0,5 · 43 = 21,5 мкм; по номинальной длине шпоночного паза, ближайший допуск – 20 мкм.

T₌ = 43 мкм, по номинальному диаметру ближайшим допуском будет 50 мкм. Допуск симметричности зависимый, т.к. производство серийное.

+0.12 +0,05

D10

H9

+0.043

H7+0.025

g7

-0.009 -0.034

0,002

0,05

0,002

0,05

0,4max

Рисунок 1.22 – Поперечные сечения: а) вала, б) втулки

 

4 фаски

0.4 min × 45º

12 h9

H9

-0.043

+0.043

h9

h9

+0,043

+0.012 +0.05

D10

-0.009 -0.0034

+0.025

g7

H7

Рисунок 1.23 – Шпоночное соединение: а) поперечное сечение (1 – втулка, 2 – шпонка, 3 - вал), б) сечение шпонки

 

1.3.3 Нормирование точности шлицевых соединений

 

Таблица 1.14

Карта исходных данных шлицевого соединения

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
z × d × D, мм	8 × 46 × 54
Соединение работает с реверсом или с вращением в одну сторону	С реверсом
Соединение вдоль оси подвижное или неподвижное	неподвижное
Шлицы в отверстии втулки: закалены или не закалены	закалены

 

Определим параметры шлицевого соединения:

z = 8 - количество шлиц;

d = 46 мм - внутренний диаметр шлиц;

D = 54 мм - наружный диаметр шлиц;

 

b = 9 мм - ширина шлиц;

с = 0,3^{+0,2 мм - фаска;}

r = 0,3 мм - радиус закруглений

 

Шлицевое соединение 8 × 46 × 54 относится к легкой серии ГОСТ 1139 [1, табл. 3.3].

Выбор вида центрирования, назначение посадок

В зависимости от условий работы механизма (отсутствие реверса) и отсутствие закалки шлиц выбираем вид центрирования шлицевого соединения и назначаем посадку по ГОСТ 1139-80 [1, табл. 3.4]. Выбираем центрирование по наружному диаметру – D, так как втулка не закалена.

Назначаем посадки на элементы шлицевого соединения:

- по внутреннему диаметру d: Ø 46 - посадка предпочтительная;

- по наружному диаметру D: Ø 54 - посадка предпочтительная;

- по ширине b: 9 - посадка предпочтительная;

Таким образом, условная комплексная запись шлицевого соединения будет иметь вид:

D - 8 × 46 × 54 × 9 .

Строим схемы расположения полей допусков и рассчитываем предельные значения зазоров и натягов.

 

Рисунок 1.24 – Схема расположения полей допусков по наружному диаметру D

 

 

Рисунок 1.25 – Схема расположения полей допусков по ширине b

 

Рисунок 1.26 – Схема расположения полей допусков по внутреннему диаметру d

 

+0.035 +0.013

54a11 -0,34 -0.53

-0,025 -0.05

9F8

46H7+0.025

54 H12+0. 3

r 0.3 max

0.4+0.2 × 45º

0.4+0.2 × 45º

r 0.3 max

46 f7

9

ГОСТ 1139

D-8×46 ×54 × 9 .

Рисунок 1.27 – Поперечное сечение шлицевого соединения: а) шлицевое соединение в сборке; б) сечение вала D-8×46f7×54 ×9 ; в) сечение втулки D-8×46 H7×54 H12×9 .

1.3.4. Нормирование точности цилиндрических зубчатых колес

 

Таблица 1.15

Карта исходных данных для зубчатой передачи

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Вид изделия	Часть раздаточной коробки автомобиля
Номер позиции по чертежу
Межосевое расстояние а, мм
Модуль зубчатой передачи m, мм
Исходный контур	ГОСТ 13755-81
Коэффициент смещения исходного контура x
Окружная скорость V, м/с
Число зубьев z
Температура допустимого нагрева зубчатой передачи	t1 = + 70ºC
Температура допустимого нагрева корпуса	t2 = + 60ºC

 

Определяем геометрические параметры зубчатого колеса

Диаметр делительной окружности d = m · z = 4 · 24 = 96 мм.

Диаметр окружности выступов d_а = d + 2 · m = 96 + 2 · 4 = 104 мм;

Диаметр окружности впадин d_f = d - 2,5 · m = 96 - 2,5 · 4 = 86 мм;

Диаметр основной окружности d_а = d · cos α = 96 · cos 20º = 90,24 мм;

Ширина зубчатого венца b = 10· m = 10 · 4 = 40 мм;

Количество охватываемых зубьев при измерении длины общей нормали z_w = 3;

Длина общей нормали W = 4 · 7,716 = 30,864 мм.

Назначим степень точности зубчатой передачи

Передача является кинематической. В этом случае наиболее важной явля­ется кинематическая точность, она назначается на одну степень точнее, чем нормы плавности и контакта зубьев.

По заданной окружной скорости, согласно [1, табл.6.3], рекомендуется сте­пень точности по нормам плавности – 6.

Принимаем степень кинематической точности – 5, степень точности по нор­мам контакта зубьев – 6.

Вид сопряжения определяется наименьшим гарантированным боковым зазором j_{n min}. Гарантированный боковой зазор получается как сумма:

j_{n min} ≥ j_n1 + j_n2

Для кинематической передачи j_n1 = 0,01 m = 0,01 · 4 = 0,04 мм.

Боковой зазор соответствующей температурной компенсации определя­ется но формуле:

j_n2 = a [α₁ · (t₁ – 20º) – α₂ (t₂ – 20º)] · 2 sin α,

где а – межосевое расстояние в передаче, мм;

α₁ и α₂ – коэффициенты линейного расширения для материалов зубчатых ко­лес и корпуса;

t₁ и t₂ – предельные температуры, для которых рассчитывается боковой зазор, для зубчатых колес и корпуса соответственно.

При t₁ = + 70ºC, t₂ = + 60ºC, α₁ = 11,5 · 10^-6 (для закаленной стали), α₂ = 23 · 10^-6 (для чугуна) получим:

j_n2 = 120 [11,5 · 10^-6 · (70º – 20º) – 23 · 10^-6 (60º – 20º)] · 2 sin 20º = -0,028 мм.

j_{n min} = 0,04 + (-0,028) =0,012 мм.

Определяем вид сопряжения D с учетом межосевого расстояния в передаче по [1, табл. 6.4].

Полное обозначение точности передачи:

5–6–6–D ГОСТ 1643

Определим исполнительный размер длины общей нормали

Верхнее отклонение E_Ws = 10 мкм по [1, табл. 6.10] для вида сопряжения D, 6-й степени точности, d = 96 мм.

Допуск на длину общей нормали T_W = 40 мкм по [1, табл. 6.11] для F_r= 28 мкм [1, табл. 6.6].

Нижнее отклонение E_Wi = |E_Ws| + T_W = 10 + 40 = 50 мкм.

Исполнительный размер длины общей нормали – W = 30,864 .

Определим требования к базовым поверхностям зубчатого колеса.

Требования к точности заготовок под операцию зубонарезание определя­ются по рекомендациям (1, табл. 6.14].

Базовое отверстие должно быть выполнено по 6-му квалитету: Ø54H6 , так как по нормам плавности 6-я степень.

Диаметр вершин зубьев используется по 2-му варианту (как измерительная база для выверки заготовки на станке), следовательно, его точность - Td_a = 0,01 · m = 0,04 мм; Ø104 h7

Допуск на радиальное биение по вершинам зубьев: F_d = 0,6 · F_r = 0,6 · 28 = 16,8 мкм.

Принимаем F_d = 20 мкм по [1, табл.2.9(гл.2)].

Торцовое биение базового торца на диаметре 0,75d = 0,75 · 96 = 72 мм нахо­дим расчетом, определивF_β = 9 мкм, по [1, табл.6.9]:

F_T = (0,5·F_β·d_б)/В = (0,5·9·72)/40 = 8,1 мкм, по [1, табл. 2.9] принимаем F_Т = 16 мкм.

Все расчетные параметры указываем на чертеже зубчатого колеса (рис 1.28).

Выбираем контрольный комплекс зубчатого венца

Учитывая, что плавность работы и контакт зубьев заданы по 6-й степени, выбираем 1-й комплекс. Для контроля кинематической точности зубчатого ко­леса принимаем кинематическую погрешность зубчатого венца F'_i. Числовые значенияF'_i определяются как сумма: F'_i = F_p + f_f. Накопленная погрешность шага зубчатого колесаF_p = 32 мкм [1, табл.6.5].

Погрешность профиля зуба f_f = 8 мкм [1, табл. 6.7], следовательно, F'_i = 32 + 8 = 40 мкм. Контрольный комплекс и необходимые приборы указаны в табл. 1.16.

 

 

 

Контрольный комплекс для зубчатой передачи 5–6–6–D

Наименование контролируемых параметров	Обозначение допусков	Допускаемые значения, мкм	Применяемые средства измерения
Колебание длины общей нормали	FvW		Нормалемер
Длина общей нормали, мм	W	W = 30,864 .
Допуск на длину общей нормали	TW
Кинематическая погрешность зубчатого колеса	F'i		Прибор для однопрофильного контроля
Местная кинематическая погрешность зубчатого колеса	f'i
Погрешность эвольвентного профиля	ff		Эвольвентомер
Суммарное пятно контакта, %	По высоте	-		Контрольно-обкатный станок
По длине	-
Погрешность направления зуба	Fβ		Ходомер
На корпус передачи
Отклонение от параллельности осей	fx		Специальное приспособление для контроля расположения отверстий в корпусе
Перекос осей	fy	4,5
Предельные отклонения межосевого расстояния	±fa

 

 

Для контроля точности по нормам плавности принимаем местную кинематическую погрешность зубчатого колеса f'_i = 18 мкм [1, табл.6.7].

Измерение обоих параметров производится на приборе для однопрофильно­го контроля.

По нормам контакта зубьев принимаем F_β для колеса (прибор ходомер), а для передачи f_x и f_y: F_β =f_x = 9 мкм; f_y = 4,5 мкм [1, табл.6.9].

Контроль контакта зубьев также может быть выполнен по суммарному пятну контакта, которое составит для 6-й степени точности 50% по высоте зубьев и 70% по ширине зубьев [1, табл. 6.9].

Нормы бокового зазора косвенно оцениваются по предельным отклонени­ям межосевого расстояния f_a = ±28 мкм [1, табл. 6.4] или по измерению длины общей нормали нормалемером.

 

 

1.2.4 Выбор универсальных средств измерений

 

Таблица 1.17

Карта исходных данных по выбору средств измерения

Наименования исходных данных	Значения исходных данных
Контролируемая поверхность	отверстие
Исполнительный размер D3	Ø 68
Коэффициент технологической точности	4,5
Тип производства	серийное

 

 

Выбрать универсальное средство измерения для цехового контроля Выбор средств измерений зависит (СИ) от ряда факторов:

- организационно экономических (тин производства, вид взаимоза­меняемости, стабильность технологического процесса, стоимость, наличие СИ и др.);

- конструкторских параметров изделия (габариты, масса, жесткость, вид контролируемой поверхности и др.);

- метрологических (пределы и диапазон измерения, цена деления, класс точности, погрешность СИ и др.).

Универсальные СИ находят широкое применение во всех типах производств, так как имеют низкую себестоимость.

Произведем выбор СИ по метрологическим факторам, учитывая, что контролируется отверстие. Считаем, что некоторые систематические по­грешности (температурная, погрешность базирования и др.) устранены до начала процесса измерения. Допускаемая погрешность метода измерения должна быть больше неисключенной систематической погрешности СИ. По ГОСТ 8.051 определим для размера 68 допуск на изготовление (IT) и до­пускаемую погрешность измерения (δ), согласно [1, табл. 7.1]:

IT = 0,030 мм; δ = 9 мкм.

Выбираем возможное измерительное средство: [1, табл.7.2]. Это код 18 - нутромер индикаторный НИ-70 ГОСТ 9244 со следующими техническими характеристиками:

- цена деления отсчетного устройства: i = 0,001мм;

- предельная погрешность измерительного средства: Δ = 5,5 мкм;

Метод измерения прямой, контактный, относительный.

Для настройки на ноль требуются концевые меры длины 3-го класса точно­сти.

Определим значения параметров разбраковки. Оценка влияния погрешностей измерения на результаты разбраковки выполняется по относительной томности метода измерения:

А_мет(σ) = σ_мет · 100/ IT = 2,8 · 100/ 30 ≈ 10%,

где σ_мет=Δ/2=5,5/2=2,8 мкм - среднее квадратичное отклонение погрешно­сти измерения принятого средства измерения.

 

Для 7-го квалитета стандарт рекомендует принять А_мет = 16%.

По заданному коэффициенту технологической точности = 4,5 по графикам [1, рис. 7.1) определяем параметры разбраковки:

- необнаруженный брак (риск заказчика) m = 1,2%;

- ложный брак (риск изготовителя) n = 4,3%;

- вероятностный выход размера за границу поля допуска с/IT = 0,1 %, C = IT · с/IT = 30 · 0,1 ≈ 3 мкм.

Оценка годности деталей производится по предельно допустимым разме­рам:

D_max = 68,030 мм; D_min = 68, мм.

Среди годных деталей могут оказаться бракованные детали (не более 1,2 %), у которых размеры выходят за границы поля допуска на величину до 3 мкм. Это риск заказчика. Риск изготовителя не более 4,3 %.

Выполнить расчет производственного допуска. Принимаем условие недопустимости риска заказчика при Δ>δ и про­водим расчет производственного допуска для измерения СИ по коду 17. Это индикаторный нутромер НИ-70 ГОСТ 868, который имеет цену деления ин­дикатора 0,01 мм и предельную погрешностью Δ =20 мкм:

T_ПР = IT – 2 · C = 30 – 2 · 3 = 24 мкм

Предельно допустимые размеры с учетом производственного допуска:

D_max = 60,030-0,03 = 68,027 мм;

D_min = 68 + 0,03 = 68,003 мм

Варианты установления приемочных границ даны на рис. 3,29.

Выбор средств измерения для арбитражной перепроверки. При разногласиях между рабочим и контролером требуется арбитраж­ная перепроверка.

Допускаемая погрешность при арбитражной перепроверке:

Δ_арб= 0,3 · δ = 0,3 · 9 = 2,7 мкм.

Выбираем измерительное средство с кодом 21 [1, табл. 7.2]. Пневмопробки с отсчетным прибором с ценой деления 0,0005 мм и пре­дельной погрешностью 3 мкм. Настройка прибора производится по устано­вочным кольцам. Метод измерения: относительный, прямой, бесконтактный.

Заключение

 

В результате выполнения курсовой работы выполнено следующее:

- при нормировании точности гладких соединений подобраны посадки методом подобия, назначены посадки расчетным методом, выполнен контроль размеров гладкими калибрами, рассчитаны допуски и назначены посадки подшипников качения на вал и корпус, определены допуски размеров, входящих в размерные цепи;

- при нормировании точности соединений сложного профиля проведено нормирование точности метрической резьбы, шпоночных и шлицевых соединений, цилиндрических зубчатых колес;

- произведен выбор универсальных средств измерений.

Список используемой литературы

 

1. Егорова Е.И., Д.Н. Ларионов, Д.О. Фирстов Нормирование точности в машиностроении. Методические указания по выполнению курсового проекта. – Алметьевск, 2012.

2. Кайнова В.Н., Гребнева Т.Н. Нормирование точности изделий в машиностроении.

3. Анухин, В.И. Допуски и посадки [Текст]: Учебное пособие для вузов / В.И. Анухин. – СПб.: Питер, 2004. – 208 с.

4. Радкевич, Я.М. Метрология, стандартизация и сертификация [Текст]: Учеб. для вузов / Я.М. Радкевич, А.Г. Схиртладзе, Б.И. Лактионов. – М.: Высш. шк., 2004. 767 с.: ил.

5. Торопов, Ю.А. Припуски, допуски и посадки гладких цилиндрических соединений. Припуски и допуски отливок и поковок [Текст] / Ю.А. Торопов. – СПб.: Профессия, 2007. – 688 с.

6. Никифоров, А.Д. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения [Текст] / А.Д. Никифоров. – М.: Высш. шк., 2007. – 510 с.

7. Палей, М.А. Допуски и посадки [Текст]: Справочник в 2-х ч. – Ч.1./ М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – СПб.: Политехника, 2001. – 558 с.

8. Палей, М.А. Допуски и посадки [Текст]: Справочник в 2-х ч. – Ч.2./ М.А. Палей, А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – СПб.: Политехника, 2001. – 558-1184 с.