Руководство по выполнению курсовой работы (проекта) для дисциплин «Взаимозаменяемость и нормирование точности», «Метрология, стандартизация и сертифик

наибольший табличный натяг

Nmax = es – EI = 8 – (– 10) = 18 мкм;

наименьший табличный натяг

Nmin = ei – ES = – 8 – 0 = – 8 мкм, следовательно, появляется зазор в сопряжении.

Посадка внешнее кольцо подшипника – корпус:

(+0,047 )

Æ 100 G7 (+0,012 ) мм; l6

-0,013

наибольший табличный зазор

Smax = ES – ei = 47 – (– 13) = 60 мкм;

наименьший табличный зазор

Smin = EI – es = 12 – 0 = 12 мкм.

Схемы полей допусков показаны на рис. 5.

+0,047 мм

G7

Определяем минимальный допустимый натяг в сопряжении

= 7,87 мкм,

21

1

где K – конструктивный фактор, K = ; d0 – приведенный

1- æç d ö÷ çè d0 ÷ø

2

№ 309 d0 = 45 + (100 – 45) / 4 = 58,75 мм, K = 1 / [1 – (45 / 58,75)2] = = 2,42.

Проверяем выполнение условия Nmin ³ Uminдоп. Поскольку в полученной посадке Nmin = 8, то условие не выполняется. Введем

поправку на шероховатость

Uminдоп¢ = Uminдоп – 5 (RаD + Rаd) = – 1,53 мкм,

где RаD и Rаd – шероховатость поверхностей отверстия и вала соответственно, по [2] определяем RаD = 0,63 мкм, Rаd = 1,25 мкм. Условие Nmin ³ Uminдоп выполняется.

Определяем максимально допустимый натяг

= 0,0077 мм, Dd = 0,0077 × 45 / 58,75 = 0,0059 мм.

22

Поскольку Gр > 0, то условие выполняется, в сопряжении имеется посадочный рабочий зазор.

Определяем усилие запрессовки подшипника на вал

= 2997 Н,

где f – коэффициент трения при запрессовке, принимаем f = 0,12; Е – модуль упругости стали, Е = 2 × 1011 Па.

Определяем температуру нагрева подшипника в масле для установки его на вал

где Sсб – сборочный зазор, равный Sсб = 0,003 мм; a – температурный коэффициент линейного расширения подшипниковой стали

a= 12 × 10-6 °С-1.

5.РАСЧЕТ ТОЧНОСТИ ЗУБЧАТОЙ ПЕРЕДАЧИ

5.1.Выбор степеней точности и расчет бокового зазора зубчатой передачи

а) установлено 12 степеней точности, из которых 1-я и 2-я степени являются перспективными и допуски для них не разработаны;

б) для каждой степени точности существуют нормы кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев. Допускается комбинирование норм разных степеней точности;

в) независимо от степени точности имеется6 видов сопряжений и 8 видов бокового зазора по нерабочим поверхностям зубьев.

Точность изготовления цилиндрических зубчатых колес и передач задается номером степени и буквой вида сопряжения.

23

При комбинировании разных степеней точности обозначение состоит из последовательно нанесенных номеров степеней точности и букв вида сопряжения и допуска на боковой зазор.

Для устранения возможности заклинивания передачи при нагреве и обеспечения нормальных условий смазки передачи должны иметь гарантированный боковой зазорjn min. Независимо

от степени точности стандартом установлено 6 видов сопряжения зубчатого колеса в передаче, обозначаемых A, B, C, D, E, H (в порядке уменьшения бокового зазора) и 8 видов допуска Tj: d, c, b, a, h, x, y, z. Наибольшие предельные значения бокового зазора и колебание его значения в разных передачах одной точности ограничивается видом допуска на боковой зазор.

Пример. Назначить степень точности зубчатого колесо по трем видам норм: кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев; рассчитать гарантированный минимальный боковой зазор:

-число зубьев ведущего колеса Z1 = 60;

-число зубьев ведомого колеса Z2 = 36;

-окружная скорость колеса Vокр = 30 м/с;

-модуль зубчатой передачи m = 5 мм;

-ширина колеса В = 120 мм;

tкорп = 55 °C;

- материал колес - силумин; корпуса - чугун; вид передачи - скоростной редуктор.

Выбрать измерительные средства для контроля точности по всем видам норм точности контролируемых параметров. Выполнить сборочный чертеж зубчатого колеса.

Порядок расчета. По величине скорости Vокр, м/с, выбираем степени точности зубчатой передачи и затем корректируем по виду передачи [2].

Выбираем степень точности (по нормам плавности) 5. Для силовых передач норма контакта принимается на одну степень ниже 6, по нормам кинематической точности 5.

24

Определяем межосевое расстояние aw, мм, по формуле

aw = (Z1 + Z2 )× m ,

2

где aw – межосевое расстояние, мм;

Z1 – число зубьев ведущего колеса, Z1 = 36;

Z2 – число зубьев ведомого колеса, Z2 = 60; m – модуль зубчатой передачи, мм, m = 5 мм;

aw = (36 + 60)× 5 = 240 мм. 2

Определяем температурную компенсацию зазораjn1, мм, и оптимальную толщину слоя смазки jn2, мкм, по формуле

jn1 = aω[α1 (tкол – 20 °C) – α2 (tкорп – 20 °C)] 2sin α,

где jn1 - часть бокового зазора на температурную компенсацию, мм; α1 и α2 – температурный коэффициент линейного расширения материала ведущего и ведомого колеса соответственно, град-1, α1 = 19∙10-6 град-1, α2 =11∙10-6 град-1 ; tкол – температура колес, °С, tкол = 75 °С; tкорп – температура корпуса, ˚С, tкорп = 55 °С; α - угол зацепления ведущего колеса, α = 20˚;

jn1 = 240[19∙10-6 (75 - 20) - 11∙10-6(55 - 20)]∙2 sin 20° = 97,9 мм,

(ГОСТ 1643-81) предусматривает для каждой нормы точности ряд показателей [2]. Однако на основании многолетнего опыта работы каждый вид машиностроения разрабатывает свои рекомендации по выбору комплексов контролируемых параметров.

25

Измерительные средства для контроля каждого комплекса выбирают с учётом степени точности и основных характеристик колес по справочным данным [2, 14, 15].

Пример. Выбрать для контролируемых параметров средства их измерений.

По таблице [2] определяем контролируемые параметры:

1) нормы кинематической точности при степени точности 5: - наибольшая кинематическая погрешность, Fi', определяе-

мая по формуле

Fi¢ = f f + Fp ,

-колебания длины общей нормали, FvWr ;

-рекомендуемая погрешность шага, Fp ;

-накопленная погрешность K - шагов, Fpk; 2) нормы плавности при степени точности 5:

-отклонение шага зацепления, fpb;

-погрешность профиля, f f ;

3)норма контакта зубьев при степени точности 6: - погрешность направления зуба, Fb ;

4)нормы бокового зазора при виде сопряжения А:

-наименьшее дополнительное смещение исходного контура, Aнe;

-допуск на смещение исходного контура, Тн .

Значения данных параметров определяем, исходя из величины диаметров делительной окружности колеса и шестерни d1, d2 мм, которые определяются по формуле

d1= m ∙ z1,

d1 = 5×36 =180 мм,

d2 = m ∙ z2,

d2 = 5×60 = 300 мм.

Значения контролируемых параметров для шестерни и колеса представлены в табл. 3.

26

Средства измерения зубчатых колес представлены в табл. 4.

27

6. РАСЧЕТ ДОПУСКОВ НА ЭЛЕМЕНТЫ ШПОНОЧНОГО СОЕДИНЕНИЯ, РЕЗЬБОВОГО

СОЕДИНЕНИЯ ИЛИ ШЛИЦЕВОГО СОЕДИНЕНИЯ

6.1. Расчет допусков на элементы резьбового соединения

Пример. Для резьбового соединения M24 – 7H/7g6g определить допуски, предельные отклонения, размеры и зазоры. Начертить схемы полей допусков для основных диаметров резьбы.

Порядок расчета. Определяем основные размеры гайки и

=22,051 мм;

-внутренний диаметр резьбы d1 = D1 = 24 – 4 + 0,752 = =20,752 мм.

Поля допусков для наружной резьбы заданы: по среднему

диаметру d2 – 7g, по наружному диаметру d – 6g, по внутреннему диаметру d1 допуск не устанавливается. Для внутренней резьбы: по среднему диаметру D2 и по внутреннему диаметру D1 – 7H, по наружному диаметру D допуск не устанавливается.

28

Определяем предельные отклонения для диаметров наружной и внутренней резьбы [3, 6, 11], рассчитываем допуски и записываем их в виде табл. 5.

Определяем предельные размеры и предельные зазоры в посадке.

Для наружной резьбы:

dmax = 24 – 0,048 = 23,952 мм, dmin = 24 – 0,423 = 23,577 мм; d2 max = 22,051 – 0,048 = 22,003 мм, d2 min = 22,051 – 0,298 =

= 21,753 мм;

d1 max = 20,752 – 0,048 = 20,704 мм, d1 min не нормируется.

Для внутренней резьбы:

Dmax не нормируется, Dmin = 24 мм;

D2 max = 22,051 + 0,335 = 22,386 мм, D2 min = 22,051 мм; D1 max = 20,752 + 0,630 = 21,382 мм, D1 min = 20,752 мм.

Предельные зазоры резьбовой посадки: для наружного диаметра

Smin = Dmin – dmax = 24 – 23,952 = 0,048 мм = 48 мкм;

для среднего диаметра

Smin = D2 min – d2 max = 22,051 – 22,003 = 0,048 мм = 48 мкм, Smax = D2 max – d2 min = 22,386 – 21,753 = 0,633 мм = 633 мкм;

для внутреннего диаметра

Smin = D1 min – d1 max = 20,752 – 20,704 = 0,048 мм = 48 мкм.

Схемы полей допусков изображены на рис. 6.

29

Рис. 6. Схема полей допусков резьбового соединения M24 – 7H/7g6g

6.2. Расчет допусков на элементы шлицевого соединения

Пример. Расшифровать условное обозначение прямобочного шлицевого соединения D – 8 ´ 56 ´ 62 H7/g6 ´ 10 F8/f8, вычислить предельные размеры шлицевых поверхностей втулки и вала, начертить эскизы поперечных разрезов шлицевого соединения и составляющих его деталей, проставить на эскизах основные размеры с условными обозначениями полей допусков.

Порядок расчета. Заданное шлицевое соединение имеет следующие параметры: число зубьев (шлицев) z = 8, номинальные размеры внутреннего диаметраd = 56 мм, наружного диаметра D = 62 мм, ширины зуба b = 10 мм.

Центрирование шлицевого соединения осуществляется по наружному диаметру [5, 6]. Посадка по центрирующему диаметру 62 H7/g6 мм. Определяем предельные отклонения втулки ES = +30 мкм, EI = 0 и предельные отклонения вала es = – 10 мкм, ei = – 29 мкм.

Предельные размеры втулки и вала:

Dmaxвтулки = D + ES = 62 + 0,030 = 62,030 мм; Dminвтулки = D + EI = 62 + 0 = 62 мм;

30