Добавил:
ivanov666
Опубликованный материал нарушает ваши авторские права? Сообщите нам.
Вуз:
Предмет:
Файл:Нормирование точности размерных и геометрических характеристик. Учебно-методическое пособие
.pdf
1
Министерство транспорта Российской Федерации
Федеральное государственное бюджетное образовательное
учреждение высшего образования
«РОССИЙСКИЙ УНИВЕРСИТЕТ ТРАНСПОРТА (МИИТ)»
Кафедра «Машиноведение, проектирование,
стандартизация и сертификация»
В.Д. ГВОЗДЕВ
НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ РАЗМЕРНЫХ И
ГЕОМЕТРИЧЕСКИХ ХАРАКТЕРИСТИК
Учебно-методическое пособие
для направления подготовки бакалавриата
27.03.01 «Стандартизация и метрология»
Москва -2017
2
УДК 621.713
Г-25
Гвоздев В.Д. Нормирование точности размерных и геометрических
характеристик: Учебно-методическое пособие. - М.: РУТ (МИИТ),
2017. – 68 с.: ил.
Рассматриваются расчеты посадки с натягом и размерных цепей,
методы нормирования точности размерных и геометрических
характеристик на основе требований нормативных документов и
использования рекомендаций официальных справочников. Уделено
внимание выбору средств измерений и контроля.
Для студентов высших учебных заведений, изучающих
дисциплины «Взаимозаменяемость и нормирование точности»,
«Метрология, стандартизация и сертификация».
Рецензент В.И. Фомин – доцент кафедры ПСМиРК
РУТ (МИИТ).
© РУТ (МИИТ), 2017
3
Введение
1
2
3
4
5
6
7
8 9 8
7
10
11
12
При выполнении курсовой работы перед студентами ставятся
задачи реализации теоретических знаний и приобретения
практических навыков по нормированию точности геометрических
параметров.
Курсовая работа включает решение следующих задач,
относящихся к одному объекту: расчет посадки с натягом, расчет
размерных цепей, нормирование точности параметров вала и
зубчатого колеса. В большой степени примеры решения этих задач
изложены в учебном пособии «Основы взаимозаменяемости» [1],
книгах [2 - 4]. Данные методические указания призваны
конкретизировать содержание расчетов и установить минимум
требований к оформлению пояснительной записки и рабочих
чертежей вала и зубчатого колеса, дать необходимый справочный
материал или ссылку на источник, в котором он приводится.
Конструкция узла, применительно к которому решается задача
нормирования точности, показана на рисунке 1.
1 – вал; 2 – манжета резиновая армированная (уплотнение); 3 – крышка
сквозная; 4 – закрепительная гайка; 5 – стопорная шайба; 6 - подшипник
радиальный роликовый; 7 – корпус редуктора; 8 – маслоотбойное кольцо;
9 – зубчатое колесо; 10 – подшипник радиальный шариковый; 11 – крышка
глухая; 12 - стопорное кольцо
Рис. 1. Конструкция узла
4
f
d к
d 2
d
l ст
1
2
Выполнение работы следует начать с написания введения,
первой фразой которого должна быть следующая запись: «Курсовая
работа выполняется в соответствии с заданием, выданным кафедрой
«Машиноведение, проектирование, стандартизация и
сертификация». Конструкция узла показана на рис. 1» (скопировать
рисунок 1 из методических указаний). Далее следует описать
конструкцию узла, но не путем простого перечисления деталей, а в
виде связанного короткого рассказа. Затем приводятся исходные
данные, определенные заданием. При этом следует указать
наименование размера (параметра), его обозначение и значение.
Пример.
Исходные данные:
-расстояние между опорными поверхностями корпуса под
крышки подшипников А 1 = 190 мм;
-число зубьев колеса z = 24; и т.д.
1. Расчет посадки с натягом
Расчет посадки с натягом выполняем для бесшпоночного
соединения зубчатого колеса с валом (рис. 2). Изложение раздела
должно соответствовать примеру из книги [1] с учетом требований
раздела 5.
1 – вал,
2 – зубчатое колесо
Рис. 2. Соединение с натягом
5
Исходными данными для расчета являются размеры деталей,
образующих соединение (рис. 2), механические характеристики
материалов вала и зубчатого колеса, передаваемая нагрузка.
1. Размеры деталей определяем, используя параметры,
определенные заданием на выполнение курсовой работы, и
соотношения, применяемые при конструировании зубчатых колес,
мм.
Диаметр делительной окружности
d = m · z / cos β ,
где m – модуль зацепления, z – число зубьев колеса, β – угол
наклона зубьев (значения m, z и β определены заданием).
Диаметр сопряжения - диаметр вала под зубчатым колесом
D = d к = d п + 5…7.
Здесь d п – диаметр вала под подшипник.
Полученное значение диаметра следует округлить до
ближайшего значения из ряда нормальных линейных размеров
(ГОСТ 6636): 28, 30, 32, 34, 36, 38, 40, 42, 45, 48, 50, 53, 56, 60, 63,
67, 71, 75, 80, 85, 90, 95, 100, 105, 110, 120, 125, 130, 140, 150, 160,
170 … .
Длину ступицы принимаем в интервале значений
l
= (0,8 … 1,2) d
ст
к
из ряда нормальных линейных размеров (ГОСТ 6636).
Диаметр ступицы d
найдем из условия
2
d 2 = (1,5 …1,6) d к.
Размер фаски f принимают в зависимости от диаметра вала [4]:
при d к =30… 70 мм f = 2,5 мм, при d к = 71 … 100 мм - f = 3,0 мм.
Длина сопряжения
l = l ст –2·f.
2. Определяем силы, действующие на элементы соединения.
На зубья зубчатого колеса:
- окружная сила F
- радиальная сила F
- осевая сила F
- нормальная сила F n = (Ftз 2 + F
=2·Т/d;
tз
= Ftз · tg 200 /cos β;
r
= Ftз · tg β;
а
2)1/2
r
.
6
На сопрягаемые поверхности:
Способ
сборки
Материал охватывающей детали
сталь
чугун
алюминиевые
и магниевые
сплавы
латунь
механический
тепловой
0,06…0,13
0,14…0,16
0,07…0,12
0,07…0,09
0,02…0,06
0,05…0,06
0,05…0,10
0,05…0,14
- окружная сила F t = 2·T / D ;
- равнодействующая (суммарная) сдвигающая сила
F R = √(F а 2 + F
2
).
t
Вращающий момент Т определен заданием. Его следует
подставлять в ньютонах на миллиметр. Значения силы получаем в
ньютонах – Н.
3. Минимальное давление на поверхности сопряжения находим
из условия неподвижности соединяемых деталей под действием
равнодействующей сдвигающей силы
𝑘 ∙ 𝐹
𝑝
min 1
=
𝜋 ∙ 𝐷 ∙ 𝑙 ∙ 𝑓
𝑅
.
т
Значения коэффициента трения fт приведены в таблице 1
(способ сборки выберите самостоятельно).
Таблица 1. Значения коэффициента трения fт
зависимости от степени ответственности узла в пределах k = 1,5 …
3,0 (выберите самостоятельно).
стыка
(индекс 1 для вала, 2 – для отверстия)
Значение коэффициента запаса сцепления принимают в
Минимальное значение давления из условия нераскрытия
p
= 6 F a · d / (π · D · l
min 2
2
) + 4 F n /(π · D · l ).
4. Коэффициенты, характеризующие податливость деталей
7
2
2
1
1
minmin
E
C
E
C
DpN
2
2
1
1
maxmax
E
C
E
C
DpN
р
])/(1[5,0
2
11max
Ddp
оТ
])/(1[5,0
2
222max
dDp
Т
; ,
где 1 и 2 – коэффициенты Пуассона (для стали ≈ 0,3); d 0 диаметр отверстия полого вала (в нашем случае d 0 = 0).
5. Наименьший расчетный натяг
.
Здесь p
- большее из полученных значений p
min
min 1
и p
min 2
;
Е 1 и Е 2 - модули упругости (для стали Е ≈ 2 · 10 5 МПа).
6. Максимально допустимое давление на сопрягаемые
поверхности ограничивают из условия предупреждения
пластических деформаций сопрягаемых поверхностей
;
,
где т1 и т2 – предел текучести материалов вала и втулки (в
соответствии с заданием т1 = т2 = т).
С учетом несимметричной осевой силы и односторонней
радиальной нагрузки расчетное значение максимального давления
p
max р
= p
– 6 F a · d / (π · D · l 2) - 4 F n /(π · D · l ),
max
где p
- меньшее из значений p
max
max 1
и p
max 2
.
7. Максимальное значение натяга
.
Для рассматриваемой задачи существенны две поправки: на
смятие неровностей и на неравномерность распределения давления
по поверхности сопряжения.
8
8. Поправку на шероховатость для случая соединения
Способ
сборки
Квали-
тет
Поверхность
Диаметр сопряжения,
мм
До 50
Св. 50 до
120
механический
5
Вал
отверстие
0,1 … 0,2
0,2 … 0,4
0,4
0,8
6, 7
Вал
отверстие
0,4
0,8
0,8
1,6
8
Вал
отверстие
0,8
1,6
0,8 … 1,6
1,6 … 3,2
термический
-
Вал
отверстие
1,6
1,6 … 3,2
стальных деталей можно вычислить по формуле
u R = 5,5 · (Ra 1 + Ra 2).
Значения средних арифметических отклонений профиля
поверхностей вала Ra 1 и отверстия Ra 2 выбирают по табл. 2 в
зависимости от допусков размеров (квалитетов). Номер квалитета
из условия TD = Td = 0,5 (N
max
– N
) предварительно можно
min
оценить по табл. 3, ориентируясь на ближайшие меньшие
табличные значения допусков в интервале размеров, в который
попадает значение D.
Таблица 2. Рекомендуемые значения среднего арифметического
отклонения профиля Ra для поверхностей деталей при посадках с натягом,
мкм
Примечание. Значения среднего арифметического отклонения профиля в
указанных пределах выбирают из ряда 0,1; 0,125; 0,16; 0,2; 0,25; 0,32; 0,4;
0,5; 0,63; 0,8; 1,0; 1,25; 1,6; 2,0; 2,5; 3,2; 4,0.
9. Поправку на неравномерность распределения давления по
длине сопряжения up находим по графику (рис. 3) в зависимости
от отношения длины сопряжения l к диаметру D. При l /D >1,0
принимаем up = 0,93.
9
0
0,4
0,8
0,4
0,8
up
l /D
Таблица 3. Допуски размеров в зависимости от номера квалитета, мкм
Интервал
размеров, мм
допуска
i, мкм
Квалитет
5 6 7 8 9
10
11
12
13
14
До 3 мм
0,55
4 6 10 14 25 40 60 100 140 250
Св. 3 до 6
0,73
5 8 12 18 30 48 75 120 180 300
Св. 6 до 10
0,90
6 9 15 22 36 58 90 150 220 360
Св. 10 до 18
1,08
8 11 18 27 43 70 110 180 270 430
Св. 18 до 30
1,31
9 13 21 33 52 84 130 210 330 520
Св. 30 до 50
1,56
11 16 25 39 62 100 160 250 390 620
Св. 50 до 80
1,86
13 19 30 45 74 120 190 300 460 740
Св.80 до 120
2,17
15 22 35 54 87 140 220 350 540 870
Св.120 до 180
2,52
18 25 40 63 100 160 250 400 630 1000
Св.180 до 250
2,90
20 29 46 72 115 185 290 460 720 1150
10. Вычисляем функциональные значения натягов
N
min ф
= N
+ u R и N
min
11. По полученным функциональным значениям натягов
подбираем стандартную посадку (см. пример в книге [1] раздел
2.2).
Вычисляем расчетное значение допуска посадки ТNр в
зависимости от исходных данных:
TN р = N
max ф
Рис. 3. Значения поправки u p =
p
/ p
ср
(d0=0), выступающего за края
ступицы.
для сплошного вала
max.
- N
max ф
= TD + Td.
min ф
= N
max
· u p.
10
Выбираем стандартную посадку в системе отверстия (для
нечетных вариантов заданий), тогда EI=0 (ряд основных
отклонений Н).
Если заданием установлено, что посадка должна быть
выбрана в системе вала (для четных номеров вариантов
заданий), то по описанному ниже принципу подбирают поле
допуска основного вала. Для основного вала es = 0 (ряд основных
отклонений h).
Предполагая, что допуски вала и отверстия примерно равны
между собой TD ≈ Td, получим ТNр = 2 ∙ TD = 2 ∙ Td.
Вычислим расчетное значение допуска отверстия (вала):
TDр = ТNр /2 (Tdр= ТNр /2).
Стандартный допуск (табл. 3) отверстия (вала) назначаем из
условия TD≤TDр (Td≤Tdр). Записываем стандартное значение
допуска и номер квалитета. (Например, TD = IT8 = 0,045 мм).
Определяем верхнее отклонение отверстия ES=EI+TD
(нижнее отклонение вала ei =es-Td).
Находим расчетные значения предельных отклонений
вала/отверстия. Используем известные [1] соотношения
N
= es – EI,
max
N
= ei – ES.
min
Вычисляемые предельные отклонения вала/отверстия следует
отметить индексом р.
Подбираем несколько вариантов стандартных полей
допусков вала/отверстия в следующем порядке
-строим схему поля допуска с расчетными границами;
-в пределах расчетных границ из таблиц 4 и 5 (ГОСТ 25346)
находим одно или несколько основных отклонений. Выписываем их
числовые значения и обозначения (идентификаторы);
- для каждого из найденных основных отклонений вычисляем
расчетные значения допусков, и назначаем стандартные допуски
(не превышающие расчетных значений);
-рассчитываем стандартные значения предельных отклонений,
определяющих вторые границы полей допусков;
-результаты расчетов отображаем на схеме полей допусков.
(Пример подбора полей допусков и посадок рассматривается на
лекции, а также приведён в разделе 2.2 книги [1]).
Соседние файлы в предмете [НЕСОРТИРОВАННОЕ]