Проектування циліндричних з'єднань, калібрів

Размещено на http://www.allbest.ru/

ВСТУП

Розвиток техніки є причиною значного ускладнення обладнання, застосування взаємопов'язаних систем машин та приладів, підвищення режимів роботи, застосування широкої номенклатури матеріалів і виробів. Відбувається процес розширення кооперації і значного ускладнення виробничих та економічних зв'язків не тільки між окремими підприємствами, але і між підприємствами окремих держав.

Стрімко зростають вимоги до якості сировини, матеріалів, напівфабрикатів та комплектуючих виробів. Питання якості є одним з визначальних: без відповідної точності, надійності та довговічності виробів неможливо вітчизняним виробникам продукції вийти на ринок, де панує жорстка конкуренція.

Вирішення цих проблем у значній мірі залежить від професійної підготовки інженерів-механіків у питаннях взаємозамінності, стандартизації та технічних вимірювань.

Стандартизація є основою взаємозамінності та технічних вимірювань, основою високого технічного рівня виробів.

Стандарти держави є вихідним документом, на основі якого створюється продукція із заданими властивостями, які необхідні для задоволення потреб споживача. Держава керує якістю через встановлення вимог до продукції у стандартах і технічних умовах. Стандартизація сприяє поступовому і неперервному вдосконаленню та оновленню продукції і лежить у основі таких її напрямків як уніфікація та агрегатування. Спеціалізація підприємств також завдячує стандартизації. На даному етапі стандарти України приводяться у відповідність до найкращих світових.

Для інженера-механіка, і не тільки механіка, чіткі знання і певні навики по взаємозамінності та технічним вимірюванням є необхідною складовою у його підготовці як спеціаліста. Будь-який інженер-механік повинен добре знати систему допусків і посадок, принципи їх побудови і методику застосування, чітко знати способи контролю відхилень і технологію їх здійснення.

Основною метою даної курсової роботи є ознайомлення та користування стандартами, навчитись правильно визначати допуски і посадки на деталі машин, що проектуються, в тому числі і норми точності геометричних параметрів, у відповідності з службовим функціями, призначати технічні засоби вимірювання та контролю деталей.

1. ГЛАДКІ ЦИЛІНДРИЧНІ З'ЄДНАННЯ

Згідно варіанту і номера завдання записуємо вихідні дані: діаметр з'єднання 6,3 мм, з'єднання H9/d9; K7/h6; H7/r6.

Задано циліндричне з'єднання ? 6,3H9/d9. Дане з'єднання виконано у системі отвору та відноситься до посадки із гарантованим зазором.

За таблицями ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) знаходимо граничні відхилення отвору та валу [1], с.79, табл.1.27, с.86, табл.1.28:

для отвору: ES = + 0,036 мм; EI = 0,000 мм;

для валу: es = 0,040 мм; ei = 0,076 мм.

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для отвору:

D_max = D + ES = 6,300 + 0,036 = 6,336 мм;

D_min = D + EI = 6,300 + 0,000 = 6,300 мм;

T_D = D_max - D_min = 6,336 - 6,300 = 0,036 мм;

для валу:

d_max = d + es = 6,300 + (- 0,040) = 6,260 мм;

d_min = d + ei = 6,300 +(- 0,076) = 6,224 мм;

T_d = d_max - d_min = 6,260 - 6,224 = 0,036 мм.

Визначаємо граничні та середнє значення зазорів, а також допуск посадки:

S_max = ES - ei = 0,036 - ( - 0,076) = 0,112 мм;

S_min = EI - es = 0,000 - (- 0,040) = 0,040 мм;

T_S = T_D + T_d = 0,036 + 0,036 = 0,072 мм.

Будуємо схему розташування полів допусків на вали та отвори для кожної посадки (рис. 1.1).

Задано циліндричне з'єднання ?6,3K7/h6. Дане з'єднання виконано у системі валу і відноситься до перехідної посадки.

Рис. 1.1. Схема посадки циліндричного з'єднання 6,3H9/d9

для валу: es = 0,000 мм; ei = 0,009 мм;

для отвору: ES = +0,005 мм; EI = 0,010 мм.

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для валу:

для отвору:

Визначаємо найбільший зазор та натяг, а також допуск посадки:

Будуємо схему посадки та ескізи циліндричного з'єднання і деталей (рис.1.2.-1.3.).

Рис.1.2. Схема посадки циліндричного з'єднання ?6,3K7/h6

Рис.1.3. Ескіз циліндричного з'єднання і деталей ?6,3K7/h6

Визначаємо ймовірність отримання зазорів та натягів. Будуємо криву нормального розсіювання зазорів та натягів (у довільному масштабі). Для розрахунку найбільших зазорів та натягів приймемо такі умови: розсіювання відхилень розмірів отвору і валу, а також зазору (натягу) підпорядковується закону нормального розсіювання (закону Гауса), а допуск деталі T = 6у ( - середнє квадратичне відхилення).

Враховуючи прийняті умови, одержимо:

Визначаємо середньоквадратичні значення відхилень розмірів отвору та валу:

Відхилення розмірів отвору та валу є незалежними випадковими величинами, тому для обчислення середньоквадратичних значень посадки використовуємо правило сумування незалежних величин:

Центр групування є величина середнього зазору, оскільки при середніх значеннях валу (- 0,0045) і отвору (- 0,0025) отримаємо середній зазор:

Тоді найбільш імовірний зазор буде рівний:

А найбільш ймовірний натяг:



Натяг може бути в межах від 0 до , а зазор може бути в межах від 0 до . Вірогідність зазорів в межах від 0 до 0,002 мм можна визначити за допомогою інтегралу , де значення аргументу знаходимо зі співвідношення:

Знаходимо значення функції Лапласа ([1], с.12, табл..1.1.) для z = 0,685 (методом інтерполяцій): . Тоді ймовірність отримання зазорів у з'єднанні:; або у відсотках 75,33%.

Відсоток натягів:

Даний розрахунок є наближеним, оскільки в ньому не враховані можливі зміщення центра групування відносно середини поля допуску внаслідок систематичних похибок.

Задано циліндричне з'єднання . Дане з'єднання виконано у системі отвору та відноситься до посадки із натягом.

За таблицями ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) знаходимо граничні відхилення отвору та валу [1], с.79, табл.1.27, с.94, табл.1.30:

для отвору: ES = + 0,015 мм; EI = 0,000 мм;

для валу: es = + 0,028 мм; ei= + 0,019 мм.

Визначаємо граничні розміри валу та отвору і їх допуски:

для валу:

для отвору:

Визначаємо граничні та середнє значення натягу, а також допуск посадки:

Будуємо схему розташування полів допусків на вали та отвори для кожної посадки (рис.1.5.).

Рис.1.5. Схема посадки циліндричного з'єднання

2.РОЗРАХУНОК КАЛІБРІВ

Задано циліндричне з'єднання . Визначаємо розміри калібрів-пробок для контролю отвору з полем допуску . За ГОСТ 25347-82 записуємо граничні відхилення отвору: верхнє відхилення ES = + 0,036 мм; нижнє відхилення EI = 0,000 мм.

За ГОСТ 24853-81 (СТ СЭВ 157-75) вибираємо схему розташування полів допусків (с.2-3, схема 2.2.2.) та визначаємо необхідні для розрахунку дані (с.9, табл.2):

мкм - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для отвору відносно найменшого граничного розміру виробу;

Y = 0 мкм - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для отвору за межу поля допуску виробу;

мкм - допуск для виготовлення калібрів для отвору.

За цими даними будуємо схему розташування полів допусків та відхилень калібру-пробки у відповідності з ГОСТ 24853-81 (рис. 2.1.).

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів виконується за формулами, що приведені у ГОСТ 24853-81(с.7,табл.1.).

Найбільший та найменший розміри нової калібр-пробки:

На кресленні розмір калібру ПР проставляється рівним

Найбільший та найменший розміри НЕ нової непрохідної калібр-пробки:

Рис.2.1. Схема розташування поля допуску калібру пробки

Розмір калібру НЕ, що представлений на кресленні, рівний

Визначаємо розміри калібр-скоби для контролю вала із полем допуску .

За ГОСТ 25347-82 записуємо граничні відхилення отвору: верхнє відхилення: es = - 0,040 мм ; нижнє відхилення: ei = - 0,076 мм.

За ГОСТ 24853-81 (СТ СЭВ 157-75) вибираємо схему розташування полів допусків (с.3, схема 2.2.4.) та визначаємо необхідні для розрахунку дані (с.9, табл.2):

мкм - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу відносно найбільшого граничного розміру виробу;

Y₁ = 0 мкм - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за межу поля допуску виробу;

мкм - допуск для виготовлення калібрів для валу;

- допуск на виготовлення контрольного калібру для скоби.

Найбільші та найменші діаметри валу: ; .

Розрахунок виконавчих розмірів калібрів виконується за формулами, що приведені у ГОСТ 24853-81 (с.7, табл.1.).

Найбільший та найменший розміри прохідної нової калібр-скоби:

Розмір калібру ПР, що проставляється на кресленні, рівний .

Тоді виконавчі розміри: найменший: ; найбільший: .

Граничні розміри непрохідної калібр-скоби:

Розміри калібру НЕ, що проставляється на кресленні, рівний .

Тоді, виконавчі розміри: найменший: ; найбільший: .

Визначаємо розміри контрольних калібрів до скоб:

а) для контролю прохідної скоби:

Розмір контрольного калібру К-ПР, що проставлений на креслені, рівний

б) для контролю непрохідної сторони скоби:

Розмір контрольного калібру К-НЕ, що поставлений на кресленні, рівний .

в) для контролю зношування прохідної сторони скоби:



Розмір контрольного калібру К-И, що представлений на кресленні, рівний 6,2605_-0,0015.

За цими даними будуємо схему розташування полів допусків та відхилень калібру-скоби і контрольних калібрів у відповідності з ГОСТ 24853-81 с.3, схема 2.2.4. (у довільному масштабі) (рис.2.2.).

Рис.2.2. Схема розташування калібр-скоб та контрольних калібрів для

Виконуємо робочі креслення калібру-пробки та калібру-скоби у відповідності з вимогами ЄСКД.

3. ВИБІР ПОСАДОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ

Задано підшипник №307, клас точності - Р0, на який діє радіальне навантаження на опори 17 кН, навантаження помірне з малою вібрацією, підшипник встановлено в корпус, що обертається.

За умовним позначенням підшипника, №307, P0, за ГОСТ 8338-75 [3], с.206, табл.126 визначаємо його параметри: посадочний діаметр внутрішнього кільця d = 35 мм; посадочний діаметр зовнішнього кільця D = 80 мм; ширина підшипника B = 21 мм; розміри фаски r = 2,5 мм; середня серія.

Визначаємо інтенсивність радіального навантаження за формулою [4], с.283:

де: R - радіальна реакція опори на підшипник, кН; b - робоча ширина посадочного місця, м ( b = B - 2r = 21 - 2 • 2,5 = 16 мм ); k_П - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при помірних поштовхах і вібрації k_П = 1), F - коефіцієнт, що враховує ступінь послаблення посадочного натягу при тонкостінному корпусі F = 1, [4], с.286, табл. 4.90; F_A - коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів у дворядних конічних роликопідшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження А на опору: для радіальних та радіально-упорних підшипників з одним зовнішнім або внутрішнім кільцем F_A = 1, [4], с.285.

Тоді інтенсивність навантаження дорівнює:

За видом навантаження зовнішнього кільця (циркулярне) та інтенсивності навантаження за [4], с.287, табл. 4.92 вибираємо поле допуску отвору у корпусі а також поле допуску посадочного розміру валу під внутрішнє кільце підшипника за [4], с. 285, табл.4.89:

Для уникнення розриву (руйнування) внутрішнього кільця вибрану посадку потрібно перевірити, щоб максимальний натяг (мм) посадки не перевищував значення допустимого міцністю:

де d - діаметр внутрішнього кільця підшипника, м; - допустиме напруження на розтяг, МПа ( для підшипникової сталі ), k - коефіцієнт, який приймають наближено для підшипників середньої серії рівним 2,3.

За ГОСТ 3325-85 (СТ СЭВ 774-77) визначаємо граничні відхилення кілець підшипника ([4], с.273,табл. 4.82; с.276, табл. 4.83): d = 35_-0,012; D = 80_-0,013.

Оскільки посадки зовнішнього кільця підшипника з корпусом здійснюється по системі валу, то граничні відхилення отвору корпусу вибираємо за ГОСТ 25347-82( СТ СЭВ 144-75) ([1], с.126, табл.1.37): .

Посадка внутрішнього кільця з валом здійснюється по системі отвору, тому граничні відхилення валу вибираємо за [1], с.82, табл. 1.28:

Визначаємо найбільший натяг внутрішнього кільця підшипника з корпусом:

N_max = d_Вmax - d_min = 35,000 - 34,988 = 0,012 мм.

Порівняємо результати розрахунків п.п.3.4. і 3.6. та робимо висновки, що розрахункова посадка внутрішнього кільця вибрана так, що забезпечується умова [N]N_max; 0,141 мм 0,012 мм.

За даними розрахунків виконуємо схему розташування полів допусків кілець підшипника, валу та отвору в корпусі (рис. 3.1.).

Визначаємо числові значення допусків форми та розташування поверхонь валу та отвору у корпусі, а також шорсткості посадочних місць за рекомендаціями [4], с.288: допуски циліндричності посадочних місць валів та отворів корпусів не повинен перевищувати під підшипники класів точності Р0 і Р6 - чверті допуску (отримані при розрахунку значення необхідно округляти до стандартних [1],с.393, табл.2.18. Отже: для валу: 0,016/4 = 0,004 мм; приймаємо 3 мкм; для отвору в корпусі: 0,030/4 0,0075 мм; приймаємо 6 мкм.

Допуски биття (перпендикулярності) опорних торців валу та отвору корпусу призначаємо згідно [1], с.414, табл. 2.28. та [1], 424, табл.2.33. При ступені точності підшипника Р0 допуск торцевого биття: для валу - 8 мкм; для отвору - 20 мкм.

Шорсткість посадочних циліндричних поверхонь валу та отвору корпусу приймаємо за [4], с.296, табл. 4.95. : для валу - Ra = 1,25 мкм; для отвору - Ra = 2,5мкм; а також для торців - Ra = 2,5мкм.

Виконуємо ескізи складального креслення підшипникового вузла та робочих креслень валу та корпусу (рис.3.2., рис.3.3.).

Рис.3.2. Ескіз робочого креслення підшипникового вузла

Рис.3.3. Ескіз валу та отвору корпусу під підшипник

4. ВИЗНАЧЕННЯ ПАРАМЕТРІВ МЕТРИЧНОЇ РІЗЬБИ

Задано різьбове з'єднання: М10-7H/6g. Характеристика різьби: різьба метрична, права; зовнішній діаметр різьби - 10 мм; крок різьби крупний Р = 1,5 мм ([4], с.141, табл.4.22.); у чисельнику - позначення поля допуску гайки (на першому місці вказана ступінь точності - 7 і основне відхилення (однакове для середнього та внутрішнього діаметрів)), у знаменнику - позначення поля допуску болта (6-а ступінь точності та основне відхилення (однакове для середнього та зовнішнього діаметрів)).

Визначаємо за [4], с.144, табл.4.24. згідно ГОСТ 24705-81 (СТ СЭВ 182-75) номінальні діаметри різьби ( болта і гайки) та інші параметри: зовнішній діаметр: d = D = 10,000 мм;

середній діаметр:

d₂ = D₂ = d - 1 +0,026 =10 - 1 + 0,026 = 9,026 мм;

внутрішній діаметр:

d₁ = D₁ = d - 2 +0,376 = 10 - 2 + 0,376 = 8,376 мм;

висота вихідного трикутника: H = 0,866 P = 0,866 1,5 1,299 мм;

робоча висота профілю: H₁ = 0,541 P = 0,541 1,5 0,812 мм;

номінальний радіус заокруглень впадин внутрішньої різьби:

висоти зрізу вершин різьби: для болта:

для гайки:

Графічне зображення різьбового профілю показано на рис.4.1.

За [4], с.156, табл.4.29. та с.162, табл.4.29. згідно ГОСТ 16093-81 (СТ СЭВ 640-77) вибираємо відхилення діаметрів різьби:

для болта: верхнє відхилення для d, d₁, d₂: (es) = - 0,032 мм;

нижнє відхилення для d₂: (ei) = - 0,164 мм;

нижнє відхилення для d: (ei) = - 0,268 мм;



Рис.4.1. Профіль та основні розміри різьбового з'єднання M10 - 7H/6g

для гайки: нижнє відхилення для D, D₁, D₂: (EI) = 0 мм;

верхнє відхилення для D₁: (ES) = + 0,375 мм;

верхнє відхилення для D₂: (ES) = + 0,224 мм.

Найбільші та найменші значення діаметрів:

для болта:

d_max = d + es = 10,000 + ( - 0,032 ) = 9,968 мм;

d_min = d + ei = 10,000 + (- 0,268 ) = 9,732 мм;

d_2max = d₂ + es = 9,026 + ( - 0,032 ) = 8,994 мм;

d_2min = d₂ + ei = 9,026 + ( - 0,164 ) = 8,862 мм;

d_1max = d₁ + es = 8,376 + ( - 0,032 ) = 8,344 мм;

d_1min - не нормується ;

для гайки: D_max - не нормується;

D_min = D + EI = 10,000 + 0,000 = 10,000 мм;

D_1max = D₁ + ES = 8,376 + 0,375 = 8,751 мм;

D_1min = D₁ + EI = 8,376 +0,000 = 8,376 мм;

D_2max = D₂ + ES = 9,026 + 0,224 = 9,250 мм;

D_2min = D₂ + EI = 9,026 + 0,000 = 9,026 мм.



Рис.4.2. Поля допусків різьбового з'єднання M10 - 7H/6g

Графічне зображення полів допусків різьбового з'єднання M10 - 7H/6g показано на рис.4.2.

5. ВИЗНАЧЕННЯ ДОПУСКІВ РОЗМІРІВ ШЛІЦЬОВИХ З'ЄДНАНЬ

Задано прямобічне шліцьове з'єднання. Число зубців z = 16, зовнішній діаметр - D = 72 мм, внутрішній діаметр - d = 62 мм.

Шліцьове з'єднання відноситься до важкої серії, центруючий

Центрування по зовнішньому діаметру D виконується тоді, коли вимагається висока точність до соосності елементів з'єднання, коли твердість втулки не занадто висока і допускає обробку чистовою протяжкою, а вал обробляють чистовим фрезеруванням і шліфуванням по зовнішньому діаметру D. Застосовують у нерухомих з'єднаннях, а також в рухомих, що передають малий крутний момент, в з'єднаннях з малим зношуванням поверхонь.

За [4], с.251, табл.4.71 вибираємо розміри прямобічного шліцьового з'єднання: d₁ = 56,1 мм; b = 6 мм; r = 0,5 мм.

За [4], с.252, табл.4.72 ( ГОСТ 1139-80, СТ CЭВ 187-75) обираємо поле

Поля допуску для діаметра d ( ГОСТ 1139-80, СТ CЭВ 187-75) вибираємо за [4], с.253, табл. 4.73.: d = 62 H11; для валу: d₁ = 56,1 мм.

Позначення шліцьового з'єднання:

Вибираємо граничні відхилення за таблицями ГОСТ 25347-82 (СТ СЭВ 144-75) і зводимо до табл.5.1. За граничними відхиленнями креслимо схему розміщення полів допусків шліцьового з'єднання (рис. 5.1).

Виконуємо розрахунок граничних розмірів:

для внутрішнього діаметру:

d + ES = 62,000 + 0,190 = 62,190 мм;

d + EI = 62,000 + 0,000 = 62,000 мм;

Таблиця 5.1. Граничні відхилення шліцьового з'єднання

	d = 62H11
ES, мкм	+ 190	+ 30	+ 28
EI, мкм	0	0	+ 10
es, мкм	-	- 10	- 20
ei, мкм	56,1	- 29	- 38

Рис. 5.1. Схема розміщення полів допусків шліцьового з'єднання

d₁ = 56,100 мм;

S

Зовнішнього діаметру:

D + ES = 72,000 + 0,030 = 72,030 мм;

D + EI = 72,000 + 0,000 = 72,000 мм;

D + es = 72,000 + (- 0,010) = 71,990 мм;

D + ei = 72,000 + (- 0,029) = 71,971 мм;

S_max

S_min

Ширини зубця:

b + ES = 6,000 + 0,028 = 6,028 мм;

b + EI = 6,000 + 0,010 = 6,010 мм;

b + es = 6,000 + (- 0,020) = 5,980 мм;

= b + ei = 6,000 + (- 0,038) =5,962 мм;

S_max

S_min

Виконуємо ескізи шліцьового з'єднання, шліцьових валу та отвору у втулці (рис.5.2. - 5.4.).

6. ШПОНКОВІ З'ЄДНАННЯ

Задано шпонкове з'єднання валу діаметром 16 мм, характер з'єднання - щільне. За ГОСТ 23360-78 визначаємо номінальні розміри шпонкового з'єднання що рекомендовані для валу 16 мм ([4], с.235, табл.4.64.): ширина шпонки b = 5 мм; висота шпонки h = 5 мм; глибина пазу на валу t₁ = 3 мм; глибина пазу на втулці t₂ = 2,3 мм.

Визначаємо поля допуску призматичної шпонки, що забезпечують нормальний характер її з'єднання по ширині за ГОСТ 23360-78 ([4], с.237, табл. 4.65.): ширина шпонки h9; ширина пазу на валу P9; ширина пазу у втулці P9.

Призначаємо рекомендовані поля допусків для інших неспряжених розмірів ([4], с.238, табл. 4.66.): висота шпонки h9; глибина пазу на валу +0,1; глибина пазу на втулці +0,1; довжина шпонки h14; довжина пазу під шпонку H15.

Довжину шпонки та пазу під неї вибирають з конструктивних міркувань з наведеного ряду в ГОСТ 23360-78 ([4], с.236, табл. 4.64.), визначаємо граничні розміри та допуски елементів шпонкового з'єднання за ГОСТ 25347-82 і заносимо результати у таблицю 6.1.

Будуємо схему розташування полів допусків по ширині шпонки “b” ( рис.6.1.).

Рис.6.1. Схема розташування полів допусків по ширині шпонки

Таблиця 6.1. Граничні розміри та допуски елементів шпонкового з'єднання

Назва елементів з'єднання	Номіналь-ний розмір	Граничні відхилення	Граничні розміри	Допуск, мм
		верхнє	нижнє	найбіль-ший	наймен-ший
Ширина шпонки	b=5h9	0,000	-0,030	5,000	24,970	0,030
Ширина пазу вала	B=5Р9	-0,012	-0,042	4,988	4,958	0,030
Ширина пазу втулки	B=5Р9	-0,012	-0,042	4,988	4,958	0,030
Висота шпонки	h=5h9	0,000	-0,030	5,000	4,970	0,030
Глибина пазу вала	t1=3,0+0,1	+ 0,1	0,0	3,1	3,0	0,1
Глибина пазу втулки	t2=2,3+0,1	+0,1	0,0	2,4	2,3	0,100
Довжина шпонки	l=40h14	0,000	-0,620	40,000	39,380	0,620
Довжина пазу під шпонки	L=40H15	+1,000	0,000	41,000	40,000	1,000

Визначаємо параметри посадки, для посадки шпонки у паз валу:

S_max = ES - ei = - 0,012 - (- 0,030) = 0,018 мм;

N_max = es - EI = 0,000 - (- 0,042) = 0,042мм;

для посадки шпонки у паз втулки:

S_max = ES - ei = - 0,012 - (- 0,030) = 0,018 мм;

N_max = es - EI = 0,000 - (- 0,042) = 0,042мм;

Креслимо ескіз шпонкового з'єднання (рис.6.2.).

Рис.6.2. Ескіз шпонкового з'єднання

7. ЗУБЧАСТІ КОЛЕСА

Задано передачу, яка використовується в транспортерах і вантажопіднімальних механізмах, з циліндричними косозубими колесами (кут нахилу зубців = 5); число зубців ведучого колеса z₁ = 24; число зубців веденого колеса z₂ = 80; модуль m = 6 мм; частота обертання n = 25 с^-1.

У косозубих колесах зубці розміщені під постійним кутом в до твірної ділильної поверхні, тому пара спряжених зубців вступає в роботу не відразу по всій довжині зубців, а поступово у повздовжньому напрямку. Ці особливості косозубих коліс забезпечують більш плавну і безшумну роботу передач з меншими динамічними навантаженнями при великих навантаженнях.

Оскільки дана передача використовується в транспортерах і вантажопіднімальних механізмах, і не вимагає особливої точності виготовлення і експлуатації, тоді згідно [4], с.330, табл.5.12., с.331, табл.5.13. обираємо 8-му ступінь по плавності ходу. Також, передача повинна працювати безшумно і без вібрацій, що може досягатись при незначних похибках форми та взаємного розташування зубців, тож вибираємо 8-му ступінь точності по повноті контакту. Кінематичну точність, тобто максимальну похибку кута повороту при зачепленні досліджуваного колеса з еталонним, беремо 9-ої ступені точності.

Вибір контрольованих параметрів і їх комплексів, а також метод контролю повинен забезпечувати високу якість зубчастих коліс при мінімальних витратах часу на контроль. Безпосередній контроль зубчастих коліс і, головне, передач за окремими елементами і показниками збільшує кількість контрольних операцій, потребує перевірки всіх виготовлюваних зубчатих коліс. Тому для перевірки краще використовувати комплексні, а не елементні показники ([4], с.313-314, 326), оскільки комплексні показники дають сумарну похибку зубчастого колеса або передачі, а елементні показники характеризують похибки окремих параметрів, які взаємодіючи між собою, можуть компенсуватись або підсилюватися. Для контролю плавності роботи зубчастого колеса за рекомендаціями [4], с.313, с.314 табл.5.4. найбільш раціонально вибрати комплексний показник f_i. Допуск f_i - це найбільша місцева кінематична похибка зубчастого колеса, тобто найбільша різниця між місцевими сусідніми граничними значеннями кінематичної точності зубчатого колеса за один оберт.

За ГОСТ 16532-70 виконуємо розрахунок основних геометричних параметрів зубчатої передачі, оскільки надалі при виборі допусків на ті чи інші контрольовані параметри робочого креслення зубчастого колеса будуть необхідні.

Коловий крок:



ділильний діаметр:

діаметр вершин зубців:

діаметр западин зубців:

висота зуба:

висота головки зуба:



висота ніжки зуба:

радіальний зазор:

колова товщина зуба:

міжосьова відстань:

ширина зубчатого вінця:

Із ряду стандартних значень (0,2; 0,25; 0,3; 0,36; 0,4; 0,5; 0,56; 0,6; 0,63) приймаємо = 0,5. Отже, ширина вінця: b = 0,5 313,19 156,596. Приймаємо b = 160 мм.

За ГОСТ 1643-81 (СТ СЭВ 641-77) вибираємо допуски на контрольовані параметри.

Допуск на радіальне биття зубчастого вінця Fr, ([4], с.318, табл.5.7.): Fr₁ = 100 мкм; Fr₂ = 112 мкм.

F_p і F_pk не вибираємо, бо в даній передачі не занадто високі вимоги до кінематичної точності.

Допуск на місцеву кінематичну похибку передачі приймаємо за [4], с.322 табл.5.9., прим. 3. : f_io =1,25; f_i - вибираємо за [4], с.321 табл.5.9.: f_io1 = 1,25 50 = 62,5 мкм, обираємо f_io1 = 63 мкм; f_io2 = 1,25 56 = 70 мкм, обираємо f_io2 = 71 мкм.

Похибка кроку f_pt (кінематична похибка колеса при його обертанні на один номінальний крок). На цей параметр встановлений допуск- граничне відхилення f_pt і визначається за [4], с.321 табл.5.9.: f_pt1 = 28 мкм; f_pt2 = 28 мкм.

Похибка профілю зуба f_f, для якої встановлений допуск визначається за [4], с.321 табл.5.9.: f_f1 = 22 мкм; f_f2 = 28 мкм.

Показники контакту зубців встановлюємо за [4], с.323-324 табл.5.10.: сумарна пляма контакту - по висоті зуба не менше 40%; по довжині зуба не менше 50%; допуск на непаралельність f_x осей - 32 мкм; допуск на перекіс f_y осей - 16 мкм; допуск на напрямок зуба F_в - 32 мкм.

За [4], с.335, табл.5.15. назначаємо вид спряження зубців і клас відхилення міжосьової відстані: вид спряження - C; вид допуску бокового зазору - c; клас відхилення міжосьової відстані - ІV. Показник бокового гарантованого зазору вибираємо за [4], с.335 табл.5.16; для передачі з нерегульованим розташуванням осей. Відхилення міжосьової відстані f_a, та величину гарантованого бокового зазору j_imin, які вибираємо за [4], с.336 табл.5.17.: j_nmin = 130 мкм; f_a = мкм.

Найменше додаткове зміщення вихідного контуру за [4], с.338, табл.5.18.: - E_Hs , + E_Hi , для шестерні: 120 мкм; для колеса: 200 мкм.

Допуск на зміщення вихідного контуру T_H ([4], с.339, табл.5.19): T_H1=200 мкм; T_H2=250 мкм.

Найменше відхилення середньої довжини загальної нормалі ([4], с.342-343 табл.5.20):E_Wm1 = - (80 + 22) = - 102 мкм; E_Wm2 = - (140 + 25) = - 165 мкм.

Допуски на середню довжину загальної нормалі T_Wm та на довжину загальної нормалі T_W вибираємо за [4], с.345 табл.5.21:T_Wm1 = 110 мкм; T_Wm2 = 120 мкм;

T_W1 = 140 мкм; T_W2 = 180 мкм.

Найменше відхилення товщини зуба E_cS вибираємо за [4], с.346, табл.5.22: E_cS1 = 90 мкм; E_cS2 = 140 мкм.

Допуск на товщину зуба T_C вибираємо за [4], с.347, табл.5.23: T_C1 = 160 мкм; T_C2 = 180 мкм.

Вибір контрольного приладу залежить від основного комплексного показника норм точності, типу виробництва, розмірів зубчастих коліс, методу зубообробки. При виборі методу контролю краще приймати такий, який у найбільшій мірі наближається до умов експлуатації передачі.

Відхилення зовнішнього діаметру вибираємо в залежності від того, чи використовується він як база для перевірки зубчастого колеса при зубонарізанні або для контролю розмірів зуба. Визначаємо допуск на радіальне биття зовнішнього циліндру заготовки під нарізання зубців ([4], с.354 табл.5.26): F_da1 = 0,6Fr₁ = 0,6100 = 60мкм; F_da2 = 0,6Fr₁ = 0,6112 = = 67,2 мкм.

Допуск на торцеве биття базового торця визначаємо за [4], с.355, табл.5.27:

За [4], с.360-362, табл.5.30 розраховуємо значення довжини загальної нормалі W. Кутовий коефіцієнт k_в = 1,0110.

Умовне число зубців z_y1 = k_в z₁ = 1,0110 24 = 24,264; довжина загальної нормалі для цілого числа зубців 24: = 7,71645 при z_n = 3; значення довжини загальної нормалі, що припадає на дробові частини умовного числа зубців z_y1, = 0,0036 при z_y1 = 0,26; = 0,000056 при z_y1 = 0,004.

Тоді W₁==7,71645+0,0036+0,00056=7,72017,720 мкм;

W = W₁z_n = 7,720 3 = 23,160 мм.

Отже, контрольована нормаль повинна мати такі параметри: W = .

Умовне число зубців z_y2 = k_в z₂ = 1,0110 80 = 80,88; довжина загальної нормалі для цілого числа зубців 80: = 23,26139 при z_n = 8; значення довжини загальної нормалі, що припадає на дробові частини умовного числа зубців z_y1, = 0,88 при z_y2 = 0,00123.

Тоді W₂ =23,26139 + 0,00123 = 23,26262 23,263 мкм; W = W₂z_n = 23,263 8 = 186,104 мм. Отже, контрольована нормаль повинна мати такі параметри: W = .

Умовне позначення точності зубчастого колеса 9-8-8-С, яке означає, що для передачі з косозубими колесами прийняті ступені точності: по нормам кінематичної точності - 9-та, по нормам плавності роботи - 8-ма, по повноті контакту - 8-ма, вид спряження - С, допуск на боковий зазор - с, клас відхилення міжцентрової віддалі відповідає виду спряження, тобто IV.

8. РОЗРАХУНОК РОЗМІРНИХ ЛАНЦЮГІВ

Рис.8.1. Схема складального вузла

Задано механізм (рис.8.1.), граничні значення замикаючої ланки: Г_{? min} = 0,15; Г_{? max} = 1,60.

Зі складального креслення визначаємо сукупність розмірів, що впливають на замикаючу ланку. Обираємо оптимальний розмірний ланцюг, що складається з найменшої кількості розмірів.

Складаємо схему розмірного ланцюга (рис.8.2.). Ланки Г_4, Г₅, Г₆ - зменшуючі; Г₁, Г₂, Г₃ - збільшуючі.



Рис.8.2. Схема розмірного ланцюга

Записуємо значення номінальних розмірів складових ланок розмірного ланцюга, вказуючи відхилення розмірів стандартних деталей і деталей, відхилення яких задаються: Г₁ = 28 мм; Г₂ = 700,095 мм; Г₃ = 28 мм; Г₄ = 8 мм; Г₅ = 110 мм; Г₆ = 7 мм.

Складаємо рівняння розмірного ланцюга, і визначаємо номінальне значення замикаючої ланки:

А_? = Г₁ + Г₂ + Г₃ + (- Г₄ - Г₅ - Г₆) = 28 + 70 + 28 + (- 8 - 110 - 7) = 1 мм;

Визначаємо верхнє і нижнє відхилення та допуск замикаючої ланки: [ES_?]=+0,600 мм; [EI_?]= - 0,850 мм; [?С_?] = - 0,125 мм; [Т_?] = 1,45 мм.

Розраховуємо допуски складових ланок за способом однієї ступені точності. Визначаємо середнє число одиниць допуску складових розмірів:

де [Т_У] - допуск замикаючої ланки, 1,45 мм; m- кількість ланок ланцюга, що впливають на замикаючу ланку і у яких відхилення не задані, 5; Di - середнє геометричне для інтервалу розмірів ([4], c.20, табл.3.3.).

За [1], с.44, табл.1.8. знаходимо, що така кількість одиниць відповідає наближено 11 квалітету. Тоді для всіх розмірів (крім Г₂ для якого відхилення та допуск заданий) визначаємо допуски за 11-им квалітетом. Таким чином, допуски ланок: Т₁=Т₃=0,130 мкм; Т₄=0,090 мкм;Т₅=0,220 мкм; Т₆ = 0,090 мкм.

Виконуємо перевірку правильності призначення допусків складових ланок за рівнянням:

T_? = 130 + 190 + 130 + 90 + 220 + 90 = 850 мкм

Призначаємо допустимі відхилення на всі складові розміри виходячи з економічної точності виготовлення за можливою кінцевою операцією. Для ступінчастих розмірів ланок Г₁, Г₃, Г₄, Г₆ призначаємо симетричні відхилення, тобто ?С₁=?С₃=?С₄=?С₅=0; ?С₂=0; ?С₆=?С_х. Тоді середнє відхилення поля допуску: [?C_?]=??C_зб - ??С_зм. Знаходимо середнє відхилення ланки Г₆: ?С₆=?С_х=??C_зб - ??С_зм- [?C_?];

?С₆ = (0,000 + 0,000 +0,000) - (0,000+0,000) - (- 0,125) = +0,125 мм.

Знаходимо верхнє відхилення ланки Г₆:

-

.

Отримані дані заносимо до таблиці 8.1.

Проводимо перевірку розрахунків. Знаходимо верхнє і нижнє відхилення замикаючого розміру:

Отже, граничні відхилення складових ланок та кінцевої ланки назначені правильно.

Таблиця 8.1. Розрахункові дані

Позначення ланки	Можлива кінцева операція	Розмір та відхилення, мм	Примітки
Г?	Складальна		-
Г1	Токарна	280,065	28Js11
Г2	Розмір готового виробу	700,095	-
Г3	Токарна	280,065	28Js11
Г4	Токарна	80,045	8Js11
Г5	Складальна	1100,110	110Js11
Г6	Токарна		8С11

ВИСНОВКИ

циліндричний з'єднання калібр

При виконані курсової роботи із дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання» було виконано ряд таких задач: розрахунок основних параметрів гладких циліндричних з'єднань, розрахунок виконавчих розмірів калібрів для контролю циліндричних деталей, розрахунок граничних розмірів різьбового з'єднання і побудова схем розміщення полів допусків, допуски і посадки шпонкових з'єднань з призматичними шпонками, вибір допусків і посадок шліцьових з'єднань з прямобічними шліцами, розрахунок лінійних розмірів розмірних ланцюгів. Проведено їх аналіз та відповідні розрахунки згідно завдань до даної курсової роботи.

Виконання даної курсової роботи, закріпило практичні і теоретичні знання пройденого курсу «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання», а також навичкам користування навчальною, і довідниковою літературою, використанням стандартів та вимог, які були потрібні при виконані даної роботи.

ЛІТЕРАТУРА

1. В.Д.Мягков. Допуски и посадки [Текст]: Справочник в 2-х частях./В.Д.Мягков, М.А.Палей, А.Б.Романов, В.А.Брагинский. - 6-те изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние. 1982. Ч.1.543 с., ил.

2. Калибры гладкие для размеров до 500 мм. Допуски [Текст]: ГОСТ 24853-81(СТ СЭВ 157-75) [Дата введения 01.08.91] - М.: Государственный комитет СССР по стандартам, 1981.-70 с.

3. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя [Текст]:в 3-х т.: Т.2. - 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И.Н.Жестковой. - М.:Машиностроение, 2001. - 912 с.: ил.

4. В.Д.Мягков. Допуски и посадки [Текст]: Справочник в 2-х частях./В.Д.Мягков, М.А.Палей, А.Б.Романов, В.А.Брагинский. - 6-те изд., перераб. и доп. - Л.: Машиностроение, Ленингр. отд-ние. 1983. Ч.2. 448 с., ил.

5. Калибры-пробки гладкие двусторонние со вставками диаметром свыше 3 до 50 мм. Конструкция и размеры [Текст]: ГОСТ 14810-69 [Дата введения 01.01.71] - М.: Государственный комитет СССР по стандартам, 1969.-13 с.

6. Ручки для калибров-пробок. Конструкция и размеры [Текст]: ГОСТ 14748-69 [Дата введения 01.07.70] - М.: Государственный комитет СССР по стандартам, 1969.-6 с.

7. Калибры - скобы листовые для диаметров от 3 до 260 мм [Текст]: ГОСТ 18360-93 [Дата введения 01.01.95] - Межгосударственным Советом по стандартизации, метрологи и стандартизации , 1993.-14 с.

Размещено на Allbest.ru