Нормирование точности и технические измерения

Размещено на http://www.allbest.ru/

Министерство образования Республики Беларусь

Белорусский национальный технический университет

Кафедра: «Стандартизация, метрология и информационные системы»

Инженерно-педагогический факультет

КОНТРОЛЬНАЯ РАБОТА

тема: Нормирование точности и технические измерения

Исполнитель:

Якубицкая Ю.

студентка 2-ого курса 309319/59 группы

Руководитель:

Боровец Г.В.

Минск 2010

1. Расчет посадок с зазором, натягом и переходных

Задача 1. Расчет посадки o71F8/h9

Рассчитываем предельные размеры отверстия o71F8.

По ГОСТ 25347-82 «Поля допусков и рекомендуемые посадки» определяем значения допуска IT8 = 46 мкм и основного (нижнего) отклонения IE = 30 мкм.

Верхнее отклонение будет равно:

ES = EI + IT6 = 30 + 46= + 76 мкм.

Предельные размеры отверстия:

Dmin = D0 + EI = 71 + 0,03 = 71,03 мм;

Dmax = D0 + ES = 71 + 0,076 = 71,076 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала o71h9.

По ГОСТ 25346-89 определяем значения допуска IT9 = 74 мкм и основного (верхнего) отклонения es = 0 мкм.

Нижнее отклонение будет равно:

ei = es - IT6= 0- 74 = - 74 мкм.

Предельные размеры вала:

dmin = d0 + ei = 71 - 0,074 = 70,926 мм;

dmax = d0 + es = 71 +0= 71 мм.

Результаты расчётов оформим в виде таблицы 1.

Таблица 1 - Расчет предельных размеров сопряжения.

Размер	IT, мкм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dmin (dmin), мм	Dmax (dmax ), мм
O71F8	46	+ 76	+30	71,030	71,076
O71h9	74	0	- 74	70,926	71

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей в соответствии с рисунком 1 и рассчитываем предельные значения зазоров:

Рисунок 1 - Схема расположения полей допусков вала и втулки.

Smax = Dmax - dmin = 71,076 - 70,926 = 0,150 мм;

Smin = Dmin - dmax = 71,030 - 71 = 0,030 мм.

Средний зазор:

Scp = (Smax - Smin)/2 = (0,150+ 0,030)/2 = 0,090 мм.

Допуск посадки:

TS = ITD + ITd = 0,046 + 0,074 = 0,120 мм.

Принимаем, что и размеры вала, и размеры втулки распределены по нормальному закону и центр группирования каждого из размеров совпадает с координатой середины поля допуска. При нормальном распределении параметра 99,73 % всех значений попадают в диапазон, ограниченный значением 6 стандартных отклонений (± Зу). Если принять, что данный диапазон равен допуску (Т = 6у), то на долю несоответствующих единиц продукции будет приходиться 0,27% деталей, что для условий машиностроительного производства является приемлемым. Следовательно, стандартное отклонение значений нормируемого параметра можно рассчитать по приближенной формуле как шестую часть допуска:

уd = Td/6,

уD = TD/6.

Тогда стандартное отклонение посадки получим путем геометрического суммирования стандартных отклонений размеров вала и втулки:

Так как зазор - разность между диаметрами втулки и вала, то при распределении размеров в партии деталей по нормальному закону сами зазоры также будут распределены по нормальному закону. Центр группирования зазоров будет соответствовать среднему значению зазора. Таким образом, предельные значения вероятных зазоров можно получить как

Smax.вер. = Scp + 3уS;

Smin.вер. = Sср - 3уS.

Рассчитаем предельные значения вероятных зазоров.

Smax.вер. = 90 + 3•14,52 = 133,56 мкм ? 0,134 мм;

Smin.вер. = 90 - 3•14,52 = 46,44 мкм ? 0,047 мм.

Строим схему распределения вероятных зазоров сопрягаемых деталей (рисунок 2).



Рисунок 2 - Схема распределения вероятных зазоров сопрягаемых деталей.

Задача 2. Расчет посадки o130H5/k5.

Рассчитываем предельные размеры отверстия o130H5.

По ГОСТ 25347-82 определяем значения допуска IT5 = 18 мкм и основного (нижнего) отклонения IE = 0 мкм.

Верхнее отклонение будет равно:

ES = EI + IT5 = 0 + 18= + 18 мкм.

Предельные размеры отверстия:

Dmin = D0 + EI = 130+ 0= 130мм;

Dmax = D0 + ES = 130 + 0,018 = 130,018 мм.

Рассчитываем предельные размеры вала o130k5.

По ГОСТ 25346-89 определяем значения допуска IT5 = 18 мкм и основного (верхнего) отклонения ei = 3 мкм.

Нижнее отклонение будет равно:

es = ei + IT7= 3 + 18 = + 21 мкм.

Предельные размеры вала:

dmin = d0 + ei = 130 + 0,003 = 130,003 мм;

dmax = d0 + es = 130+ 0,021 = 130,021 мм.

Результаты расчётов оформим в виде таблицы 2.

Таблица2 - Расчет предельных размеров сопряжения.

Размер	IT, мкм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dmin (dmin), мм	Dmax (dmax ), мм
o100К8	18	+ 18	0	130	130,018
O100h7	18	+21	+3	130,003	130,021

Строим схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей в соответствии с рисунком 3 и рассчитываем предельные значения табличных зазоров (натягов):



Рисунок 3 - Схема расположения полей допусков вала и втулки.

Dcp = (Dmin + Dmin)/2 = (130,018 + 130)/2 = 130,009 мм;

dcp = (dmax + dmin)/2 = (130,003 + 130,021)/2 = 130,012 мм;

Smax = Dmax - dmin = 130,018 - 130,003 = 0,015 мм;

Nmax = dmax - Dmin = 130,021 - 130 = 0,021 мм.

Допуск посадки:

T(S,N) = ITD + ITd = 0,018 + 0,018 = 0,036 мм.

Принимаем нормальный закон распределения размеров и рассчитываем предельные значения вероятных зазоров (натягов). В рассматриваемом сопряжении

Dcp > dcp,

поэтому в данном сопряжении будет большая вероятность распределения натяга.

Рассчитываем математическое ожидание и стандартное отклонение зазоров:

MN = Dcp - dcp = 130,012 - 130,009 = 0,003 мм;

Nmax.вер. = MN + 3у(S,N) = 3 + 3•4,24 = 15,72 мкм ? 0,016 мм;

Nmin.вер. = MN - 3у(S,N) = 3 - 3•4,24 = - 9,72 мкм ? ? 0,009 мм;

Smax.вер. =9,72 ? 0,009 мм.

При применении переходных посадок в сопряжениях возможны зазоры или натяги. Поэтому рассчитываем вероятность их получения. Для определения площади, заключённой между кривой Гаусса, выбранными ординатами и осью абсцисс (на рисунке 4 заштрихована площадь, определяющая процент зазоров), удобно использовать табулированные значения функции:

где

В данном примере

x = MN = 3 мкм;

у(S,N) = 4,24 мкм.

Тогда

z = M(S)/ у(S,N) = 3/4,24 = 0,707;

Ф (z = 0,71) = 0,2580 = 25,8%.

Таким образом, с учетом симметрии распределения (Р" = 0,5), вероятность получения натягов в сопряжении o130H5/k5 составляет:

P (N) = 50% + 25,8% = 75,8%.

Определим вероятность получения зазоров, принимая что 0,9973 ? 1:

P (S) = 24,2%.

Строим схему распределения вероятных зазоров (натягов) (рисунок 4).

Рисунок 4 - Схема распределение вероятных зазоров (натягов).

2. Расчет подшипников качения

Задание: Подшипник 305, нагружение внутреннего кольца подшипника - местное, нагружение наружного кольца подшипника - циркуляционное, режим работы - лёгкий.

Данный подшипник относится к шариковым радиальным однорядным, нормального класса точности, серия диаметров средняя (3), серия ширин - узкая. Основные размеры подшипника:

номинальный диаметр внутреннего кольца подшипника d = 25 мм;

номинальный диаметр наружной цилиндрической поверхности наружного кольца D = 62 мм;

номинальная ширина подшипника В = 17 мм;

номинальная высота монтажной фаски r = 2 мм.

Так как нагружение внутреннего кольца подшипника - местное, нагружение наружного кольца подшипника - циркуляционное, режим работы - легкий, то ГОСТ 3325-85 для такого случая рекомендует поле допуска цапфы вала, сопрягаемой с кольцом подшипника качения g6, которое обеспечивает посадку с натягом. Так же на основании рекомендаций стандарта выбираем поле допуска отверстия корпуса К7.

Предельные отклонения средних диаметров колец подшипника определяем по ГОСТ 520-89, предельные отклонения вала o25g6 и отверстия корпуса o62К7 - по ГОСТ 25347-82 «Основные нормы взаимозаменяемости. Единая система допусков и посадок. Поля допусков и рекомендации посадки» и расчеты сводим в таблицы 3 и 4.

Таблица 3 - Предельные размеры колец подшипников качения.

Размер, мм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	Dm max (dm max), мм	Dm min (dm min), мм
d = 25	0	-10	25,000	24,990
D = 62	0	-13	62,000	61,987

Таблица 4 - Предельные размеры цапфы вала и отверстия корпуса.

Размер, мм	ES (es), мкм	EI (ei), мкм	D max (d max), мм	Dmin (d min), мм
d = 25	-7	-20	24,993	24,980
D = 62	+9	-21	62,009	61,979

Строим схемы расположения полей допусков сопрягаемых деталей подшипникового узла и рассчитываем зазоры (натяги).

По dm:

Nmax = d max ? dm min = 24,993 ? 24,990 = 0,003 мм

Smax = dm max - d min = 25,000 ? 24,980 = 0,020 мм.

Рисунок 5 - Схема расположения полей допусков сопряжения o25L0/g6.

По Dm:

Smax = D max ? Dm min = 62,009 ? 61,987 = 0,022 мм = 22 мкм;

Nmax = Dm max - Dmin = 62,000 - 61,979 = 0,021 мм = 21 мкм.

TS = ITDm + ITD = 13 + 30 = 43 мкм.

Рисунок 6 ? Схема расположения полей допусков сопряжения o62К7/l0.

На чертежах общего вида выбранные посадки подшипника качения обозначаются:

на вал ? o25L0/g6, где L0 - поле допуска внутреннего кольца подшипника нормального класса точности; g6 ? поле допуска вала;

в корпус - o62K7/l0, где K7 - поле допуска отверстия корпуса; l0 ? поле допуска наружного кольца подшипника нормального класса точности.

По ГОСТ 20226-82 «Подшипники качения. Заплечики для установки подшипников качения. Размеры» определяем диаметры заплечиков вала и корпуса.

Для диаметра вала d = 25 мм шариковых подшипников наименьший и наибольший диаметры заплечика соответственно равны damin = 31 мм и damax = 33 мм. Выбираем диаметр заплечика da = 26 мм, как предпочтительный размер из ряда Ra20.

Для внутреннего диаметра корпуса D = 62 мм шариковых подшипников диаметр заплечика равен Da = 45 мм.

Шероховатость, посадочных поверхностей сопрягаемых с кольцами подшипника деталей зависит от диаметра и класса точности подшипника.

По ГОСТ 3325-85, выбираем требования к шероховатости:

посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra 1,25;

посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra 1,25;

торцевой поверхности заплечика вала Ra 2,5.

Исходя из рекомендаций, приведенных в п. 2.2.7, назначаем более жесткие требования к шероховатости посадочной поверхности вала под кольцо подшипника Ra 0,32, посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника Ra 0,32, торцовой поверхности заплечика вала Ra 1,25.

В ГОСТ 3325-85 также нормированы требования к форме посадочных поверхностей вала и корпуса, сопрягаемых с кольцами подшипника, и к торцовому биению заплечиков валов и отверстий корпусов.

Из таблицы 4 ГОСТ 3325-85 выбираем значения:

допуска круглости посадочной поверхности вала под кольцо подшипника 3,5 мкм;

допуска профиля продольного сечения посадочной поверхности вала под кольцо подшипника 3,5 мкм;

допуска круглости посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника 7,5 мкм;

допуска профиля продольного сечения посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника 7,5 мкм.

Следует отметить, что ограничения, наложенные стандартом на форму поверхностей, сопрягаемых с подшипниками, могут не совпадать со стандартными допусками формы ГОСТ 24643-81 «Основные нормы взаимозаменяемости. Допуски формы и расположения поверхностей. Числовые значения». Однако можно согласовать эти требования за счет ужесточения «расчетных» допусков до ближайших стандартных значений, установленных в общетехнических стандартах. Исходя из этого назначаем допуск круглости посадочной поверхности вала под кольцо подшипника равным 3 мкм и допуск профиля продольного сечения посадочной поверхности вала под кольцо подшипника равным 3 мкм, допуск круглости посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника равным 6 мкм и допуск профиля продольного сечения посадочной поверхности корпуса под кольцо подшипника равным 6 мкм.

Стандарт нормирует также торцовое биение заплечиков валов и отверстий корпусов. Из таблицы 5 ГОСТ 3325-85 выбираем значения:

допуска торцового биения заплечика вала 21 мкм;

допуска торцового биения заплечика корпуса 46 мкм.

Допуск торцового биения заплечика вала можно округлить до значения 20 мкм.

Суммарное допустимое отклонение от соосности, вызванное неблагоприятным сочетанием всех видов погрешностей обработки, сборки и деформации подшипников посадочных поверхностей вала и корпуса под действием нагрузок, оценивается допустимым углом взаимного перекоса иmax между осями внутреннего наружного колец подшипников качения, смонтированных в подшипниковых узлах. В приложении 7 ГОСТ 3325-85 приведены числовые значения допусков соосности посадочных поверхностей для валов и для корпусов в подшипниковых узлах различных типов при длине посадочного места В1 = 10 мм (в диаметральном выражении). При другой длине посадочного места В2 для получения соответствующих допусков соосности табличные значения следует умножить на В2/10. Подшипник 305 имеет ширину В2 = 17 мм и относится к группе радиальных однорядных шариковых. Примем нормальный ряд зазоров. Тогда допуск соосности поверхностей вала составит Тсоосн = 4•В2/10 = 4•17/10 = 6,8 мкм; рассчитанный допуск принимаем по ГОСТ 24643 Тсоосн= 6 мкм. Соответственно для поверхностей корпуса Тсоосн = 8•В2/10 = 13,6 мкм; принимаем по ГОСТ 24643 Тсоосн= 14 мкм.

Допуски соосности можно заменить допусками радиального биения тех же поверхностей относительно их общей оси с учетом того, что на те же поверхности обязательно задаются допуски цилиндричности, которые вместе с допусками радиального биения ограничивают такие же отклонения, какие ограничивают допуски соосности.

Рисунок 7 ? Обозначение точностных требований к поверхностям вала, сопрягаемым с подшипником качения



Рисунок 8 ? Обозначение точностных требований к поверхностям отверстий корпуса, сопрягаемым с подшипником качения

3. Расчет шпоночного соединения

Задание: диаметр вала d = 75мм, длина шпонки l = 70 мм, вид соединения - нормальное.

По ГОСТ 23360-78 для вала o75 мм b?h = 20?12 мм, длина шпонки l = 56 мм. Условное обозначение:

Шпонка 20?12?56 ГОСТ 23360-78.

Так как вид шпоночного соединения - нормальное.

По размеру b:

паз вала В1 = 20N9

ES = +0 мкм,

EI = -52 мкм=-0,052 мм,

В1max = 20 + 0= 20,000 мм,

В1min = 20 -0,052 = 19,948 мм;

ширина шпонки b2 = 20h9

es = 0,

ei = ? 52 мкм=-0,052 мм,

b2max = 20 + 0 = 20,000 мм,

b2min = 20 - 0,052 = 19,948 мм;

паз втулки B3 = 20D9

ES = + 26 мкм = +0,026мм,

EI = - 26 мкм = - 0,026мм,

В3max = 20 + 0,026 = 20,026 мм,

В3min = 20 - 0,026 = 19,974 мм.



Рисунок 9 ? Схема расположения полей допусков шпоночного соединения

Рассчитываем табличные зазоры по размеру b:

соединение шпонки b2 = 20h9 с пазом вала B1 = 20H9:

S1max = B1max ? b2min = 20 - 19,948 = 0,052 мм,

S1min = B1min ? b2max = 20 - 19,948 = 0,052 мм.

Рисунок 10 ? Схема расположения полей допусков ширины шпонки и ширины паза вала

соединение шпонки b2 = 20h9 с пазом втулки B3 = 20D10

S2max = B3max ? b2min = 20,026 - 19,948 = 0,078 мм,

S2min = B3min ? b2max = 20 - 19,974 = 0,026 мм.

Рисунок 11? Схема расположения полей допусков ширины шпонки и ширины паза втулки

По высоте шпонки h:

глубина паза вала

t1 = 7,5+0,2 мм (ГОСТ 23360-78),

t1max = 7,7 мм,

t1min = 7,5 мм;

высота шпонки (ГОСТ 25346-89)

h =12h11,

hmax = 12,000 мм,

hmin = 11,890 мм;

глубина паза втулки

t2 = 4,9+0,2 мм (ГОСТ 23360-78),

t2max = 5,1 мм,

t2min = 4,9 мм.

Тогда

Smax = t1max + t2max ? hmin = 7,7 + 5,1 ? 11,89 = 0,91 мм,

Smin = t1min + t2min ? hmax = 7,5 + 4,9 ? 12 = 0,4 мм.

По длине шпонки l = 56 мм:

длина шпонки

l1 = 56h14 (ГОСТ 23360-78),

l1max = 56 мм,

l1min = 55,260 мм (ГОСТ 25346-89);

длина паза вала

L2 = 56Н15 (ГОСТ 23360-78),

L2max = 57,2 мм,

L2min = 56 мм (ГОСТ 25346-89);

Smax = L2max ? l1min = 57,2 - 55,260 = 1,94 мм,

Smin = L2min ? l1max = 56 ? 56 = 0,000 мм.



Рисунок 12 ? Схема расположения полей допусков по ширине шпоночного паза

4. Расчет резьбового соединения

Задание 1: Резьбовое соединение М68?3-7H/5g6g.

Определяем номинальные значения диаметров внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта) по ГОСТ 24705-81:

d = D = 68,000 мм;

d2 = D2 = 66,051 мм;

d1 = D1 = 64,752 мм;

d3 = 64,319 мм;

Р = 3 мм.

Предельные отклонения диаметров резьбовых деталей с внутренней резьбой (гайки) и наружной резьбой (болта) выбираем по ГОСТ 16093-81 и результаты представляем в таблице 5.

Таблица 5 ? Предельные отклонения диаметров резьбовых поверхностей

Номинальный диаметр резьбы, мм	Предельные отклонения болта, мкм	Предельные отклонения гайки, мкм
	es	ei	ES	EI
d = D = 68,000	-48	-423	не ограничено	0
d2 = D2 = 66,051	-48	-218	+355	0
d1 = D1 = 64,752	-48	не ограничено	+630	0

Определяем предельные размеры внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта) и результаты представляем в таблице 6.

Таблица 6 ? Предельные размеры резьбовых поверхностей (по диаметрам).

Предельный размер, мм	Болт	Гайка
	d, мм	d2, мм	d1, мм	D, мм	D2, мм	D1, мм
Наибольший	68 - 0,048 = 67,952	66,051-0,048= 66,003	64,752-0,048= 64,704	не ограничен	66,051+ +0,355= =66,406	64,752+ +0,630= =65,382
Наименьший	68 ? 0,423 = 67,0577	66,051? ?0,218= =65,833	не ограничен	68	66,051	64,752

Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения М68?3-7H/5g6g (рисунок 13).

Рисунок 13 ? Схема расположения полей допусков резьбового соединения М68?3-7H/5g6g.

Рассчитываем предельные значения зазоров в резьбовой посадке:

по D (d):

Smin = Dmin ? dmax = 68,000 - 67,952 = 0,048 мм,

Smax не нормируется;

по D2 (d2):

S2min = D2min ? d2max = 66,051 - 66,003 = 0,048 мм,

S2max = D2max ? d2min = 66,406 - 65,833 = 0,573мм;

по D1 (d1):

S1min = D1min ? d1max = 64,752 - 64,704= 0,048 мм,

S1max не нормируется.

Задание 2: Резьбовое соединение М14-2Н5C/2r.

Определяем номинальные значения диаметров внутренней и наружной резьб ГОСТ 24705-81:

d = D = 14,000 мм;

d2 = D2 = 12,701 мм;

d1 = D1 = 11,835 мм;

d3 = 11,546 мм;

Р = 2 мм.

Предельные отклонения диаметров резьбовых поверхностей внутренней резьбой и наружной резьбы выбираем по ГОСТ 4608-81 и результаты представляем в таблице 7.

Таблица 7 ? Предельные отклонения диаметров резьбовых поверхностей

Номинальный диаметр резьбы, мм	Предельные отклонения болта, мкм	Предельные отклонения гайки, мкм
	es	ei	ES	EI
d = D = 14,000	- 150	- 430	не ограничено	0
d2 = D2 = 12,701	+ 173	+110	+85	0
d1 = D1 = 11,835	не ограничено	не ограничено	+450	+150

Определяем предельные размеры внутренней резьбы (гайки) и наружной резьбы (болта) и результаты представляем в таблице 8.

Таблица 8 ? Предельные размеры резьбовых поверхностей (по диаметрам).

Предельный размер, мм	Болт	Гайка
	d, мм	d2, мм	D, мм	D2, мм	D1, мм
Наибольший	14,000 ? 0,150 = 13,850	12,701 + 0,173 = 12,874	не ограничен	12,701 + 0,085 = 12,786	11,835 + 0,45 = 12,285
Наименьший	14,000 ? 0,430 = 13,570	12,701 + 0,110 = 12,811	14,000	12,701	11,835 + 0,150 = 11,985

Строим схему расположения полей допусков резьбового соединения М16?1,5-2Н5D/2r (рисунок 14).

Рисунок 14 ? Схема расположения полей допусков резьбового соединения М14-2Н5C/2r.

Рассчитываем предельные значения натягов в резьбовой посадке (только по среднему диаметру):

N2max = d2max ? D2min = 12,874 - 12,701 = 0,173 мм;

N2max = d2min ? D2max = 12,811 - 12,786 = 0,025 мм.

5. Расчет контрольных комплексов зубчатого колеса

Задание: m = 4мм, Z = 26, точность 9-8-8-В.

Для оценки метрологических параметров зубчатых колес необходимо обеспечить их контроль по всем нормам точности (показателям кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев и по боковому зазору в передаче). Стандартом регламентированы контрольные комплексы показателей, обеспечивающие проверку соответствия зубчатого колеса всем установленным нормам.

Принимаем 4 комплекс контроля колес.

Каждый из контрольных комплексов устанавливает показатели, необходимые для контроля зубчатого колеса по всем назначенным нормам, причем все стандартные комплексы равноправны. Для контроля каждой из норм точности может быть выбран либо комплексный показатель, либо частный комплекс, характеризующий именно эту норму точности.

5.1 Основные показатели кинематической точности

В приведенном частном комплексе нормируем два показателя:

Frr - радиальное биение зубчатого венца (характеризует радиальную составляющую кинематической погрешности).

Допуск на радиальное биение зубчатого венца (для степени точности - 9, модуля m=4 мм, диаметра делительной окружности d = m•z = 4•26 = 104):

Frr = 80 мкм;

5.2 Основные показатели нормы плавности работы

В приведенном частном комплексе нормируем два показателя: fpbr и fptr:

Нормируем показатели плавности:

fpbr - отклонение шага зацепления.

Предельные отклонения шага зацепления (для степени точности - 8, модуля m=4 мм, d=104 мм):

fpbr = ± 24 мкм.

fptr - отклонение шага зубьев зубчатого колеса.

Предельные отклонения шага зубьев зубчатого колеса (для степени точности - 8, модуля m=4 мм, d=104 мм):

fptr = ± 25 мкм.

5.3 Основные показатели нормы контакта зубьев

Полноту контакта поверхностей зубьев оценивают по пятну контакта (интегральный показатель контакта) или по частным показателям (FBr или Fkr). Пятно контакта можно определять непосредственно в собранной передаче, а также на контрольно-обкатных станках, специальных стендах или на межосемерах при зацеплении контролируемого колеса с измерительным и соблюдении номинального межосевого расстояния. Для контроля пятна контакта боковую поверхность меньшего или измерительного колеса покрывают слоем краски (свинцовой сурик, берлинская лазурь) толщиной не более 4...6 мкм и производят обкатку колес при легком притормаживании. Размеры пятна контакта определяют в относительных единицах - процентах от длины и от высоты активной поверхности зуба. При оценке абсолютной длины пятна контакта из общей длины (в миллиметрах) вычитают разрывы пятна, если они превышают значение модуля зубчатого колеса (рисунок 15).



Рисунок 15 ? Суммарное пятно контакта зубьев в передаче

где a ? расстояние между крайними точками прилегания; b ? длина зуба;

с ? ширина разрыва пятна; hm ? средняя высота следов прилегания;

hp ? высота активной боковой поверхности зуба.

Суммарное пятно контакта для степени точности 8:

по высоте зубьев ? не менее 40%;

по длине зубьев ? не менее 50%.

5.4 Основные показатели бокового зазора

В качестве показателей зазора между нерабочими боковыми поверхностями зубьев колес могут быть использованы:

межосевое расстояние, определяемое размерами зуба при комплексном контроле в беззазорном зацеплении с измерительным колесом;

толщина зуба по хорде на заданном расстоянии от окружности выступов;

длина общей нормали, значение которой зависит от толщины зуба;

размер по роликам М, определяемый смещением исходного контура.

В приведенном частном комплексе нормируем два показателя: EHs и ТН или EWms и TWm или ECs и TC.

Нормируем ECs и TC:

ECs - наименьшее отклонение толщины зуба по постоянной хорде (для вида сопряжения - В, степени точности - 8, диаметра делительной окружности зубчатого колеса - 104 мм):

ECs = 120 мкм;

TC - допуск на толщину зуба по постоянной хорде (для вида сопряжения - В, вида допуска бокового зазора - b, допуска на радиальное биение зубчатого венца - Frr = 80 мкм):

TC = 140 мкм.

6. Расчет калибров

Задание: гладкое цилиндрическое сопряжение o71F8/h9.

Определяем предельные отклонения и размеры отверстия o71F8:

IT8 = 46 мкм,

IE = +30 мкм,

ES = +76 мкм;

Dmin = 71,000 + 0,030 = 71,030 мм;

Dmax = 71,000 + 0,076 = 71,076 мм.

Определяем предельные отклонения и размеры вала o71h9:

IT9 = 74 мкм,

es = 0 мкм,

ei = -74 мкм;

dmin = d0 + ei = 71,000 + 0,074 = 70,926 мм;

dmax = d0 + es = 71,000 + 0 = 71,000 мм.

Для контроля отверстия o71F8 определяем числовые значения параметров H, Z, Y (ГОСТ 24853-81):

H = 5 мкм - допуск на изготовление калибров;

Z = 7 мкм - отклонение от середины поля допуска на изготовление проходного калибра;

Y = 5 мкм - допустимый выход размера изношенного проходного калибра за границу поля допуска отверстия.

Строим схему расположения полей допусков калибров для контроля отверстия o71F8 (рисунок 16).



Рисунок 16 ? Схема расположения полей допусков калибров для контроля отверстия o71F8.

Рассчитываем предельные (ГОСТ 24853-81) и исполнительные размеры калибров для контроля отверстия o71F8, и результаты сводим в таблицу 9.

Таблица 9 ? Предельные и исполнительные размеры калибров-пробок.

Обозначение калибра	Размер, мм
	наибольший	наименьший	изношенной стороны	исполни-тельный
ПР	71,0395	71,0345	71,025	71,0395-0,005
НЕ	71,0785	71,0735	-	71,0785-0,005

Для контроля вала o71h9 определяем числовые значения параметров H1, Z1, Y1, Нр (ГОСТ 24853-81):

H1 = 8 мкм - допуск на изготовление калибров;

Z1 = 13 мкм - отклонение от середины поля допуска на изготовление проходного калибра;

Y1 = 0 мкм - допустимый выход размера изношенного проходного калибра за границу поля допуска вала;

Нр = 3 мкм - допуск на изготовление контрольного калибра для скобы.

Строим схему расположения полей допусков калибров для контроля o71h9(рисунок 17).

Рисунок 17 ? Схема расположения полей допусков калибров для контроля вала o71h9 и контрольных калибров

Рассчитываем предельные (ГОСТ 24853-81) и исполнительные размеры калибров для контроля вала o71h9, и результаты сводим в таблицу 10.

посадка зазор натяжение соединение калибр

Таблица 10 ? Предельные и исполнительные размеры калибров-скоб и контрольных калибров.

Обозначение калибра	Размер, мм
	наибольший	наименьший	изношенной стороны	исполни-тельный
ПР	70,991	70,983	71,000	70,983+0,008
НЕ	70,930	70,922	-	70,922+0,008
К-ПР	70,9885	70,9855	-	70,9885-0,003
К-НЕ	70,9275	70,9245	-	70,9275-0,003
К-И	71,0015	70,9985	-	71,0015-0,003

Выполняем эскизы рабочих калибров для контроля отверстия o71F8 (рисунок 18, а) и вала o71h9 (рисунок 18, б):

калибры-пробки - по ГОСТ 14807 - ГОСТ 14826;

калибры-скобы - по ГОСТ 18358 - ГОСТ 18369.

Рисунок 18 ? Эскизы рабочих калибров: а) калибр-пробки для контроля отверстия; б) калибр-скоба для контроля вала.

Размещено на Allbest.ru