Метрология, стандартизация и взаимозаменяемость

При этом на элементы деталей условно именуемые валами и отверстиями предельные отклонения назначаются также как и на основные отверстия и валы (H - для отверстий, h - для валов), а на элементы деталей не относящиеся к отверстиям и валам - симметрично IT/2. Квалитету 12 соответствует точный класс, 14 квалитету соответствует средний класс, 16 квалитету - грубый и 17 квалитету - очень грубый.

Неуказанные предельные отклонения углов, радиусов закруглений и фасок отдельно в тексте не указываются, их значения должны соответствовать установленным стандартом и соответствующим назначенным квалитетам или классам точности для предельных отклонений линейных размеров.

Числовые значения неуказанных предельных отклонений угловых размеров по классам точности общих допусков приводятся в таблице 3, а предельные отклонения радиусов скругления, притупленных кромок и высот фасок в таблице 4.

Таблица 3 Предельные отклонения угловых размеров

Неуказанные предельные отклонения линейных размеров	Предельные отклонения углов в угловых единицах для меньшей стороны угла в мм
По квалитетам	По класса мточности	до 10	св. 10 до 50	св. 50 до 120	св. 120 до 400	св. 400
12/14	Точный f Средний m	1	30	20	10	5
16	Грубый c	130	1	30	15	10
17	Очень грубый v	3	2	1	30	20

В машиностроении для деталей из металла, обрабатываемых резанием предельные отклонения на размеры с неуказанными допусками рекомендуется назначать по 14 квалитету. Для деталей из пластмасс рекомендуется 17 квалитет. По 12 квалитету общие допуски назначаются в особо ответственных случаях

Таблица 4 Предельные отклонения радиусов и фасок

Неуказанные предельные отклонения линейных размеров	Предельные отклонения радиусов закругления и фасок для интервалов номинальных размеров, мм
По квалитетам	По классам точности	от 0,3 до 3	св. 3 до 6	св. 6
12 14	Точный f средний m	0,2 0,2	0,5 0,5	1 1
16 17	грубый c Очень грубый v	0,4 0,4	1,0 1,0	2 2

Если в технических требованиях на чертеже указываются только неуказанные предельные отклонения размеров, то запись обязательно должна сопровождаться пояснительным текстом, например:

Общие допуски по ГОСТ 30893.1 - m

Если указаны несколько технических требований то пояснительный текст не обязателен, например для среднего класса точности:

1. 260 … 285 НВ

2. ГОСТ 30893.1 - m

Другие варианты задания неуказанных отклонений:

Общие допуски по ГОСТ 30893.1: H14, h14, IT14/2, или

Общие допуски по ГОСТ 30893.1 + t2, -t2, t2/2.

В случае указания нескольких технических требований:

1. 260 … 285 НВ

2. ГОСТ 30893.1: H14, h14, IT14/2

5. Допуски и посадки подшипников

Подшипники являются наиболее ответственными и наиболее точными элементами механизмов, так как они определяют положение всех остальных деталей (валов, осей, зубчатых колес, шкивов и т. д.). От посадок подшипников зависит точность работы всего механизма в целом. Посадки подшипников, как качения, так и скольжения определяются соответствующими государственными стандартами.

5.1 Посадки подшипников скольжения

Для подшипников скольжения разработаны три стандарта: на металлические втулки ГОСТ 1978-81, на биметаллические втулки ГОСТ 24832-81, на втулки из спекаемых материалов ГОСТ 24833-81. ГОСТ 1978-81 распространяется на втулки подшипников скольжения общего назначения с номинальными диаметрами d от 3 до 250 мм и длинами L от 3 до 380 мм. Этим стандартом предусмотрено два типа исполнения втулок подшипников скольжения тип А и тип В (Рис. 11). Стандарт не распространяется на втулки, к которым предъявляются особые требования, например, в двигателях внутреннего сгорания

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 11. Размеры втулок подшипников скольжения

Посадки втулок подшипников скольжения из всех трех материалов осуществляются одинаково: в системе отверстия соединения втулки с корпусом H7/r6 и в системе вала втулки с валом F7/h6.

Установлены следующие отклонения на размеры втулок: на D отклонение r6; на d отклонение F7; на длину L отклонение h13; на D1 - d11.

Пример условного обозначения металлической втулки типа В с внутренним диаметром d = 20 мм, наружным диаметром D = 26 мм и длиной L = 30 мм: Втулка В 20/2630 ГОСТ 1978-81.

5.2 Посадки подшипников качения

Подшипники качения являются стандартными изделиями, которые изготавливаются на специальных подшипниковых заводах. Они обладают полной внешней взаимозаменяемостью по присоединительным поверхностям колец (наружный диаметр наружного кольца D и внутренний диаметр внутреннего кольца d). Технические требования на подшипники качения регламентирует ГОСТ 520-89.

ГОСТ 520-89 распространяется на шариковые и роликовые подшипники качения с отверстием диаметром от 0,6 до 2000 мм. Этим стандартом установлены следующие классы точности подшипников, указанные в порядке повышения точности:

0, 6, 5, 4, 2, Т - для шариковых и роликовых радиальных и радиально-упорных шариковых подшипников;

0, 6, 5, 4, 2 - для упорных и упорно-радиальных подшипников;

0, 6Х, 6, 5, 4, 2 - для роликовых конических подшипников.

Установлены дополнительные классы точности подшипников 7 и 8 ниже класса 0 для применения по заказу потребителя в неответственных узлах.

Классы точности подшипников характеризуются значениями предельных отклонений размеров, формы, расположения поверхностей подшипников. Выбор класса зависит от требований к точности вращения и условий работы механизма. Для большинства механизмов используются подшипники классов 0 и 6. Подшипники более высоких классов точности применяются в случае большой частоты вращения или когда требуется высокая точность вращения (шпиндели станков, авиационные двигатели). Класс 2 и Т используется в высокоточных измерительных приборах и машинах.

Для нормирования требований по уровню вибрации или уровня других дополнительных технических требований установлены три категории подшипников А, В, С. К категории А могут относиться подшипники класса точности 5, 4, 2, Т с одним из 16 дополнительных требований. К категории В могут относиться подшипники классов точности 0, 6Х, 6, 5 с одним из 9 дополнительных требований. К категории С относятся подшипники классов точности 8, 7, 0, 6 к которым не предъявляются дополнительные требования по уровню вибраций, моменту трения и т. д.

На подшипниках должна быть маркировка их условного обозначения в соответствии с ГОСТ 3189 и условного обозначения предприятия изготовителя. Слева от основного обозначения, отделяя знаком тире, маркируют: класс точности, группу радиального (осевого) зазора, ряд момента трения и категорию подшипников. Например, А125-3000205, где 3000205 - основное обозначение, 5 - класс точности, 2 - группа радиального зазора, 1 - ряд момента трения, А - категория подшипника. Категорию С не указывают и не маркируют, при этой категории класс 0 не указывают и не маркируют.

Основные отклонения подшипников качения обозначаются буквой l - для наружного кольца и буквой L - для внутреннего кольца. Например, поле допуска внутреннего кольца подшипника нулевого класса точности будет обозначаться L0, а поле допуска наружного кольца подшипника класса точности 5 будет обозначаться l5.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 12. Схемы расположения полей допусков колец подшипника качения

Во время измерения размеров колец подшипников мы получаем различные результаты измерений из-за овальности, конусообразности и других отклонений формы колец. Поэтому ГОСТ 520-89 устанавливает предельные отклонения единичного внутреннего диаметра dS и единичного наружного диаметра DS, среднего внутреннего диаметра dmp и среднего наружного диаметра Dmp колец подшипников (рис. 12).

dS (DS) - расстояние между двумя параллельными линиями, касательными к линии пересечения действительной поверхности отверстия (наружной поверхности) радиальной плоскостью.

dmp (Dmp) - среднее арифметическое значение наибольшего и наименьшего единичных диаметров отверстия (наружной поверхности) в одном и том же единичном сечении. Именно поля допусков средних диаметров колец подшипников определяют характер сопряжения колец подшипников.

Особенностью системы допусков и посадок колец подшипников заключается в том, что верхние отклонения средних диаметров, как наружного, так и внутреннего колец равно 0 и поле допуска располагаются от нуля вниз (рис. 12).

Выбор посадок подшипников качения (ГОСТ 3325-85) на вал и в корпус зависит от типа и формы подшипника, условий его применения, значения и природы нагрузок и типа нагружения колец подшипников.

Существует три основных типа нагружения колец подшипников: местное, циркуляционное и колебательное.

Местное нагружение - когда кольцо находится под действием результирующей радиальной нагрузки Fr, которая имеет постоянное направление (натяжение ремня, вес самого вала и т. д.). Это нагружение воздействует только на часть боковой стороны кольца и передается на соответствующий ограниченный сопряженный участок вала или корпуса. Такое нагружение возникает, например, когда кольцо не вращается относительно нагрузки (наружное кольцо на рис. 13,а или внутреннее кольцо на рис. 13,б)

Циркуляционное нагружение - происходит, когда вся поверхность кольца находится под воздействием результирующей радиальной нагрузки Fr. Этот тип нагружения возникает, когда кольцо вращается, а радиальная нагрузка постоянна или когда радиальная центробежная сила Fc вращается относительно неподвижного кольца (наружное кольцо на рисунке 13,б или внутреннее кольцо на рисунке 13,а).

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 13. Виды нагружения колец подшипников

Колебательное нагружение - возникает на наружном кольце, когда действуют совместно постоянная сила F и меньшая вращающаяся сила Fc, внутреннее кольцо испытывает при этом циркуляционное нагружение. Если Fc больше F, тогда внутреннее кольцо испытывает местное нагружение, а наружное циркуляционное см. рис. 13,в.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 14. Рекомендованные посадки колец подшипника

В случае местного нагружения рекомендуется назначать посадки с небольшим зазором, чтобы кольцо подшипника имело возможность смещаться относительно посадочного неподвижного элемента, и нагрузка меняла бы точку действия на кольцо подшипника.

Поле допуска JS7 применяется только для сопряжения с радиально-упорными подшипниками, а поле допуска js6 и f6 применяется для сопряжения с тугими кольцами упорных шариковых и роликовых подшипниками.

В случае циркуляционного нагружения рекомендуется назначать посадки с натягом, чтобы вращающееся кольцо и контактирующая с ним деталь вращались как одно целое.

При колебательном нагружении рекомендуется применять переходные посадки. Рекомендуемые поля допусков при посадке подшипников 0 и 6 классов точности в случаях, когда вращается вал корпус неподвижен и наоборот вращается корпус вал неподвижен приведены на рис. 14. Поля допусков колец подшипника выделены серым цветом.

Большое влияние на долговечность работы подшипников качения, устанавливаемых в подшипниковых узлах, оказывает взаимный перекос осей внутреннего и внешнего колец подшипников, вызываемый погрешностями взаимного расположения посадочных поверхностей вала и корпуса, поэтому допускаемые углы взаимного перекоса колец подшипников max регламентируются ГОСТ 3325-85.

Погрешности взаимного расположения посадочных поверхностей вала и корпуса является следствием погрешности их изготовления и сборки (технологическая погрешность Т), а также деформации валов и корпусов во время работы узлов q. В стандарте установлен допустимый угол перекоса осей вала и корпуса от технологических погрешностей Т 0,5max, и вызываемый деформацией валов и корпусов в работающем узле q 0,2max.

Допустимые углы взаимного перекоса колец подшипников от технологической погрешности и допуски соосности посадочных поверхностей валов и корпуса для некоторых типов подшипников приведены в приложении 5.

6. Шпоночные и шлицевые соединения

Шпоночные соединения применяются для соединения втулок, шкивов, муфт, рукояток и других деталей машин с валами, когда к точности центрирования не предъявляется особых требований.

6.1 Допуски и посадки призматических шпоночных соединений

В настоящее время стандартами определены требования к призматическим шпоночным соединениям без крепления шпонки на валу (ГОСТ 23360 - 78) и для направляющих шпонок с креплением шпонки на валу (ГОСТ 8790 - 79).

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 15. Виды исполнения шпонок

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рассмотрим основные требования, предъявляемые к призматическим шпоночным соединениям без крепления шпонки на валу установленные (ГОСТ 23360 - 78). Стандартом предусмотрены три вида исполнения шпонок (рис. 15). Параметры сечения шпонки и шпоночного паза приведены на (рис. 16). Стандартом регламентируются: ширина шпонки b, высота шпонки h, длина шпонки L, глубина шпоночного паза на валу t1 и глубина шпоночного паза во втулке t2.

Характер соединения шпонки со шпоночными пазами вала и отверстия определяется их назначением. На рис. 15 приведены схемы расположения полей допусков шпонки и шпоночных пазов вала и отверстия.

По характеру соединения существуют нормальное, плотное и свободное шпоночное соединения. Нормальное и плотное соединения обеспечивают неподвижное соединение шпонки с пазом вала и пазом втулки. Плотное соединение назначают при ударных и реверсивных нагрузках в мелкосерийном и индивидуальном производстве. В массовом и крупносерийном производствах, в целях облегчения сборки, рекомендуется применять нормальные посадки. Посадки, обеспечивающие свободное соединение, назначают для направляющих шпонок.

Требования к допускам на глубину шпоночного паза вала и втулки, приведены в табл. 5.

Таблица 5 Предельные отклонения шпоночных пазов

Высота шпонки h, мм	Предельные отклонения
	t1	d + t2
От 2 до 6 свыше 6 до 18 свыше 18 до 50	0 +0,1 0 +0,2 0 +0,3	0 +0,1 0 +0,2 0 +0,3

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 17. Расположение полей допусков в шпоночных соединениях

Примечание: на рабочам чертеже предпочтительно на валу указать размер t1, а на отверстии втулки d + t2; если указывается на валу размер d - t1, предельные отклонения назначаются со знаком минус.

Длина шпоночного паза вала выполняется по Н15.

Длина шпонки L выполняется по h14.

Высота шпонки выполняется по h11.

Допускается изготавливать шпонки высотой от 2 до 6 мм по h9

Шероховатость поверхности боковой поверхности шпоночного паза Ra3,2, дна шпоночного паза Ra6,3.

6.2 Соединения с сегментными шпонками

ГОСТ 24071-80 устанавливает размеры шпонок, пазов вала и отверстия, допуски и посадки.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Установлено два вида исполнения сегментных шпонок, показанных на рис. 18.

Рис. 18. Сегментные шпонки

Поля допусков шпонки и шпоночных пазов вала и отверстия, требования к шероховатости пазов приняты такими же как и для шпоночных соединений с призматическими шпонками. Шпоночные соединения с сегментными шпонками применяются только для неподвижных соединений, для которых предусмотрены посадки такие же как и для призматических шпонок. Посадки, образующие свободные соединения для сегментных шпонок, отсутствуют.

Регламентированы:

ширина шпонки b выполняется по h9,

высота шпонки h и h1 = 0,8h выполняется по h11,

диаметр шпонки d выполняется по h12.

6.3 Шлицевые соединения

Шлицевые соединения применяются для тех же целей, что и шпоночные, но имеют неоспоримые преимущества перед ними: большую усталостную прочность, более высокую точность центрирования, обладают способностью передавать большие крутящие моменты. В зависимости от профиля применяются шлицевые соединения трех видов: прямобочные, эвольвентные и треугольные. Треугольные шлицевые соединения применяются вместо соединений с натягом, для неподвижных соединений тонкостенных втулок и для соединений деталей из легких сплавов со стальными валами. Государственные стандарты на треугольные шлицевые соединения пока не разработаны, используются отраслевые стандарты.

Шлицевые соединения применяются для неподвижных и подвижных соединений.

Одним из показателей точности шлицевых соединений являются центрирование (соосность) сопрягаемых деталей. Собираемость шлицевых соединений зависит не только от точности отдельных элементов шлицевого отверстия и вала, но и от точности формы и взаимного положения.

Наряду с прямобочными и эвольвентными шлицевыми соединениями применяются и другие виды, например: шлицевые соединения с винтовыми зубьями, коническими и торцевыми зубьями. Соединения с винтовыми зубьями (привод стартера в автомобильном двигателе) используют для совместной передачи движения в осевом и окружном направлениях, конические - в беззазорных соединениях в торцевых муфтах. В станкостроении применяются специальные шариковые шлицевые соединения.

6.3.1 Прямобочные шлицевые соединения

В прямобочных шлицевых соединениях в зависимости от передаваемого крутящего момента основные размеры подразделяются на три серии: легкая, средняя и тяжелая. Число шлицов в легкой и средней серии: 6, 8 и 10, а в тяжелой - 10, 16 и 20. Основные размеры для каждой серии приводятся в таблицах стандарта (ГОСТ 1139-80). Стандартом предусмотрено три вида центрирования: по наружному диаметру D, внутреннему диаметру d и по боковым сторонам шлица b (рис. 19).



Рис. 19. Виды центрирования прямобочных шлицевых соединений

Как видно из рис. 19,а при центрировании по наружному и внутреннему диаметрам (рис. 19,б) посадки осуществляются по соответствующим диаметрам и по боковым сторонам шлица, а при центрировании по боковым сторонам (рис,19,в) - только по боковым сторонам.

Нецентрирующие диаметры шлицевых поверхностей выполняются с такими отклонениями, которые обеспечивают в соединении достаточные зазоры.

В зависимости от вида центрирования предусматривается три вида исполнения шлицевых валов А, В и С. Шлицевые валы в исполнении А и С изготавливаются при центрировании по внутреннему диаметру, а в исполнении В - при центрировании по наружному диаметру и боковым сторонам.

Центрирование по наружному диаметру D обычно применяется для неподвижных соединений. Реже применяется для подвижных соединений, предназначенных для передачи небольших крутящих моментов, когда для изготовления валов и втулок применяются износостойкие стали.

Центрирование по внутреннему диаметру d целесообразно применять для подвижных соединений и для соединений, предназначенных для передачи больших крутящих моментов, когда шлицевое отверстие подвергается термической обработке. После термической обработки для устранения дефектов, как правило, предусматривается дополнительная чистовая обработка шлицевого отверстия шлифованием.

Центрирование по боковым сторонам назначают для неподвижных соединений в тихоходных передачах, передающих большие крутящие моменты, а также при передаче знакопеременных и ударных нагрузок.

Посадки шлицевых соединений по диаметру выполняются в системе отверстия. Это способствует существенному сокращению номенклатуры посадок. Для образования посадок рекомендуется в первую очередь применять поля допусков предпочтительного применения (табл. 6).

Таблица 6 Поля допусков шлицевых соединений

Вид центрирования	Вал	Втулка
	D	d	b	D	d	b
По наружному диаметру	js6, f7	-	js7, f7, f8	H7	H11	F8
По внутреннему диаметру	a11	g6, f7, e8	k7, js7, h9	H12	H7	D9, F10
По боковым сторонам	a11	-	js7, f8, e8, k7	H12	H11	D9, F8,

Примеры обозначения шлицевых соединений:

Шлицевое соединение с параметрами: число шлицов z = 8, внутренний диаметр d = 36 мм, наружный диаметр D = 40 мм, ширина шлица b = 7 мм.

При центрировании по наружному диаметру D

D - 83640H7/f77F18/f7;

при центрировании по внутреннему диаметру d

d - 836H7/e840H12/a117D9/h9;

при центрировании по боковым сторонам b

b - 83640H12/a117D9/f8.

6.3.2 Эвольвентные шлицевые соединения

Шлицевые соединения с эвольвентным профилем зубьев имеют существенные преимущества перед прямобочными: они могут передавать большие крутящие моменты, имеют меньшую концентрацию напряжений у основания зубьев, повышенную циклическую долговечность, обеспечивают лучшее центрирование, проще в изготовлении.

ГОСТ 6033-80 устанавливает исходный контур, форму зубьев, формулы для расчета основных параметров, а также допуски и посадки эвольвентных шлицевых соединений с углом профиля 30. Форма и виды центрирования эвольвентных шлицов приведены на рис. 21.

Так же, как и для прямобочных шлицевых соединений предусмотрено три вида центрирования: центрирование по боковым поверхностям, по наружному и внутреннему диаметрам. Чаще всего применяется центрирование по боковым поверхностям (см. рис. 21,а), реже по наружному диаметру (см. рис. 21,б), а центрирование по внутренненму диаметру не рекомендовано к применению. Допуски и посадки при центрировании по внутреннему диаметру приводятся в приложении к стандарту.

d - диаметр делительной окружности (d = mZ);

Da - диаметр окружности вершин зубьев втулки (Da = D - 2m);

Df - диаметр окружности впадин втулки (Df =D);

D - номинальный диаметр соединения;

da - диаметр окружности вершин зубьев вала (da = D - 0,2m);

df - диаметр окружности впадин вала (dfmax = D - 2m).

В табл. 7 приведены поля допусков нецентрирующих диаметров.

В отличии от прямобочных в эвольвентных шлицевых соединениях на ширину впадины втулки и толщину зуба установлены два вида допусков: допуск на собственно ширину впадины Те втулки и толщину зуба вала Тs и суммарный допуск Т, учитывающий не только отклонение размера рассматриваемого элемента, но и отклонение формы и взаимного положения шлицов. Поэтому в таблицах допусков приводятся три вида отклонений: верхнее, нижнее и суммарное.

Таблица 7 Поля допусков нецентрирующих диаметров

Вид центрирования	Нецентрирующий диаметр	Поле допуска
По боковым сторонам	Df = D	Dfmin = D
	Da	H11
	da = D	d9, h11, h12
	df	dfmax = D - 2,2m
По наружному диаметру	Da	H11
	df	dfmax = D - 2,2m

Верхнее и нижнее отклонение используются при контроле рассматриваемого элемента, а верхнее и суммарное служат для определения номинальных размеров комплексного калибра для контроля шлицов.

На рис. 22 приводятся схемы расположения полей допусков ширины шлицевой впадины втулки и толщины зуба вала.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 22. Поля допусков ширины впадины втулки и толщины зуба вала

На ширину впадины втулки е и толщину зуба s стандартом установлены следующие степени точности:

ширина впадины втулки 5, 6, 7, 9, 11;

толщина зуба вала 5, 6, 7, 8, 9, 10, 11.

В обозначении поля допуска ширины впадины втулки и толщины зуба вала вначале указывается степень точности, а затем основное отклонение, например: 9Н, 9k.

Основные отклонения обозначаются буквами латинского алфавита: строчными валы, прописными впадины втулки.

Ширина впадины втулки - Н;

толщина зуба вала - a, c, d, f, q, h, k, h, p, r.

Схема расположения полей допусков при центрировании по боковым поверхностям зуба приводятся на рис. 23, а при центрировании по наружному диаметру на рис. 24.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 23. Схема расположения полей допусков при центрировании по боковым поверхностям зубьев

При центрировании по боковым поверхностям зубьев поля допусков 9h и 9g являются полями допусков предпочтительного применения. Предпочтительные посадки 9H/9h и 9H/9g.

Примеры условных обозначений шлицев при центрировании по боковым поверхностям зубьев.

Шлицевое соединение с параметрами: наибольший диаметр D = 50 мм, модуль соединения m = 2 мм.

Шлицевое соединение 5029H/9q ГОСТ 6033-80, где 50 - наружный диаметр, 2 - модуль, 9H/9q - посадка по боковым сторонам зубьев; шлицевой вал 5029q ГОСТ 6033-80; шлицевое отверстие 5029H ГОСТ 6033-80.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 24. Схема расположения полей допусков при центрировании по наружному диаметру

При центрировании по наружному диаметру поля допусков 9h и 9g являются предпочтительными.

Примеры условных обозначений шлицев при центрировании по наружному диаметру с наибольшим диаметром D = 45 мм и модулем соединения m = 3 мм.

Шлицевое соединение 45Н7/g639H/9h ГОСТ 6033-80, где 45 - наружный диаметр, Н7/g6 - посадка по наружному диаметру шлицов, 2 - модуль, 9H/9h - посадка по боковым сторонам зубьев; шлицевой вал 45g639h ГОСТ 6033-80; шлицевое отверстие 45Н739H ГОСТ 6033-80.

7. Размерные цепи

Размерные цепи отражают объективные размерные связи в конструкции машины, в технологических процессах изготовления ее деталей или при измерении. Эти связи возникают в соответствии с условием и принятым решением конструкторской, технологической задачи или задачи измерения. Размерные цепи регламентируются руководящим документом РД 50-635-87 «Цепи размерные. Основные понятия. Методы расчета линейных и угловых цепей».

7.1 Термины и определения

Размерной цепью называется совокупность размеров, непосредственно участвующих в решении поставленной задачи и образующих замкнутый контур.

Звено размерной цепи - один из размеров, образующих размерную цепь (это может быть линейный или угловой размер). Обозначается прописными буквами русского алфавита или строчными буквами греческого алфавита (кроме букв , , , ) с соответствующим индексом

Замыкающее звено А - звено размерной цепи, являющееся исходным при постановке задачи или получающееся последним в результате ее решения.

Составляющее звено Аj - звено размерной цепи, функционально связанное с замыкающим звеном. Обозначается прописными буквами русского алфавита или строчными буквами греческого алфавита (кроме букв , , , ) с индексом, соответствующим порядковому номеру составляющего звена.

Увеличивающее звено Aj - составляющее звено размерной цепи, с увеличением которого замыкающее звено увеличивается.

Уменьшающее звено Аj - составляющее звено размерной цепи, с увеличением которого замыкаю щее звено уменьшается.

Компенсирующее звено Aj - составляющее звено размерной цепи, изменением значения которого достигается требуемая точность замыкающего звена.

Конструкторская размерная цепь - размерная цепь, определяющая расстояние или угол поворота между поверхностями или осями поверхностей деталей в изделии (рис. 25,а).

Технологическая размерная цепь - размерная цепь, обеспечивающая требуемое расстояние или относительный поворот между поверхностями изготавливаемого изделия при выполнении операции или ряда операций сборки, обработки, при настройке станка, при расчете межпереходных размеров (рис. 25,б).

Измерительная размерная цепь - размерная цепь, позволяющая решать задачу измерения величин, характеризующих точность изделия (рис. 25,в).

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 25. Виды размерных цепей

По виду звеньев размерные цепи могут быть: линейными, включающими только линейные размеры, угловыми, звенья которых являются угловыми размерами, и комбинированными, которые могут включать как линейные, так и угловые размеры.

Кроме того, различают плоские размерные цепи, звенья которых располагаются в одной или нескольких параллельных плоскостях, и пространственные размерные цепи, звенья которых располагаются в непараллельных плоскостях.

7.2 Порядок построения линейных плоских конструкторских размерных цепей

1. Поставить и четко сформулировать задачу, решение которой необходимо для обеспечения соответствия конструкции ее служебному назначению.

Например, необходимо смонтировать на валу ряд зубчатых колес и простановочных втулок и зафиксировать их стопорным кольцом (рис. 26).

2. Выделить замыкающее звено - размер от значения которого зависит решение конструкторской задачи. В нашем примере: фиксирование стопорным кольцом зубчатых колес и втулок на валу возможно только при наличии осевого зазора между торцом вала и собранными деталями. Этот зазор и является замыкающим звеном.

3. Сформулировать - поверхностями или осями каких деталей образовано замыкающее звено. В примере замыкающее звено образуется торцом вала и торцом правого зубчатого колеса.

4. Найти составляющие звенья, начиная с деталей, образующих замыкающее звено. При этом, необходимо помнить следующие правила:

- составляющее звено - это размер детали между поверхностями контактирующими с соседними деталями;

- от каждой детали в рассматриваемую размерную цепь входит только один размер;

- каждое составляющее звено должно материально существовать и принадлежать только одной детали;

- размерная цепь обязательно должна быть замкнутой.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 26. Пример построения размерной цепи

В примере на рис. 26 ширина правого зубчатого колеса - первое составляющее звено, колесо контактирует с дистанционной втулкой, следовательно ширина втулки второе звено и т. д. Левое зубчатое колесо контактирует со стопорным кольцом, размер которого является предпоследним составляющим звеном, стопорное кольцо упирается в вал, размер которого от края канавки под стопорное кольцо до торца вала, является последним составляющим размером, замыкающим цепь.

5. Построить размерную цепь, обозначить составляющие и замыкающее звенья, классифицировать составляющие размеры на увеличивающие и уменьшающие.

В примере мы обозначили размер вала как А1, размер стопорного кольца А2 и т. д. до размера зубчатого колеса А7. При увеличении размера А1 размер замыкающего звена увеличивается, следовательно, это звено увеличивающее, обозначим его . При увеличении размера звена А2 размер замыкающего звена уменьшается, следовательно это звено уменьшающее, обозначим его , звенья , аналогично.

7.3 Методы расчета размерных цепей

Сущность расчета размерной цепи заключается в установлении номинальных размеров, допусков и предельных отклонений всех ее звеньев, исходя из требований конструкции и технологии. При этом различают две задачи:

1) определение допусков и предельных отклонений размеров составляющих звеньев по заданным номинальным размерам всех размеров цепи и заданным предельным размерам исходного звена (проектный расчет);

2) определение номинального размера, предельных отклонений и допуска замыкающего звена по заданным номинальным размерам и предельным отклонениям составляющих звеньев (проверочный расчет).

Применяются следующие методы расчета размерных цепей:

- метод полной взаимозаменяемости;

- метод неполной взаимозаменяемости;

- метод пригонки;

- метод регулирования;

- метод групповой взаимозаменяемости.

7.3.1 Расчет размерных цепей по методу полной взаимозаменяемости

Метод полной взаимозаменяемости это метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается во всех случаях ее реализации путем включения составляющих звеньев без выбора, подбора или изменения их размеров.

При этом методе используется способ расчета на максимум- минимум.

Рассмотрим простейшую размерную цепь из четырех звеньев, из которых одно звено замыкающее (рис. 27). Очевидно что:

, где А1, А2, А3 - номинальные размеры

В общем виде: , где m - число увеличивающих звеньев, р - число уменьшающих звеньев.

Можно эту же формулу представить в следующем виде:

, (1)

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

где n - количество звеньев в размерной цепи n = m + p, i - передаточное отношение i-го звена, = (+1) для увеличивающих звеньев и (-1) для уменьшающих.

Допуск замыкающего звена равен разности верхнего и нижнего отклонений:

,

Или в общем виде:

(2)

Допуск замыкающего звена равен сумме допусков составляющих звеньев. Найдем верхнее В и нижнее Н отклонения замыкающего звена:

где В - верхнее отклонение; Н - нижнее отклонение.

Для нижнего отклонения Н аналогично, и в общем виде:

(3)

Можно также рассчитать отклонения замыкающего звена через среднее отклонение С. В = С + Т/2, Н = С - Т/2, , где С - координата середины поля допуска.

Допуски составляющих звеньев могут быть определены одним из методов.

Метод равных допусков - применяется при прикидочных расчетах, когда номинальные размеры составляющих звеньев приблизительно равны. В этом случае предполагается, что Т1 Т2 … Тn = Тср и тогда:

.

Для отдельных составляющих звеньев допуски должны выбираться стандартными и могут отличаться от среднего Тср, но должно быть выдержано соотношение Т Тi.

Метод допусков одного или нескольких квалитетов - применяется, если все составляющие могут быть выполнены с допусками равных квалитетов.

Необходимый квалитет определяется следующим образом. Известно, что Тi = кiii (см. раздел 3) для каждого звена. Исходя из того, что все звенья, входящие в размерную цепь, выполнены в одном квалитете, то к1 = к2 =…= кn = к тогда:

(4)

Для диапазона размеров до 500 мм единица допуска имеет значения, указанные в табл. 2.

По рассчитанному числу единиц допуска к определяем квалитет составляющих звеньев. Если расчетное значение близко к стандартному значению (см. табл. 2), то округляем его и берем все звенья в этом квалитете. Если оно попало между стандартными значениями, то берем часть звеньев в ближайшем более грубом квалитете, а часть - в ближайшем более точном. Для обеспечения полной взаимозаменяемости допуск одного звена необходимо рассчитать так, чтобы выполнялось равенство (2), это звено назовем расчетным, и оно может не принадлежать ни одному квалитету и иметь нестандартный допуск.

Пример: Необходимо определить допуски и предельные отклонения составляющих звеньев цепи, изображенной на рис. 27, при условии выполнения 100 % взаимозаменяемости, А = 0,05 мм; В = +100 мкм; Н = 0; А1 = 52 мм; А2 = 42 мм.

1. Определим номинальные размеры составляющих звеньев. Номинальные размеры стандартных деталей выбираются по соответствующим стандартам, остальные размеры - непосредственно по чертежу изделия, кроме расчетного звена. В нашем случае расчетным звеном будет звено А3.

0,05 = 52 - 42 - А3 А3 = 9,95 мм.

2. Определим средний квалитет цепи. Для каждого номинального размера составляющих звеньев выбираем значение единицы допуска из табл. 2 и заносим их в третью графу табл. 8. Далее находим сумму единиц допуска: ij = 1,86 + 1,56 + 0,9 = 4,32.

Определим среднее значение числа единиц допуска к = 100/4,32 = = 23. Полученное значение к показывает, что размеры составляющих звеньев могут быть выполнены по 8-му квалитету (к = 25), или по 7-му квалитету (к = 16). Принимаем решение выполнить звенья А1 и А2 по ближайшему 8-му квалитету, а допуск звена А3 рассчитываем по формуле: Т = Тj 100 = 46 + 39 + Т3 Т3 = 15 мкм.

Таблица 8 Расчет размерной цепи методом полной взаимозаменяемости

Звено	Номинальный размер мм	I мкм	Обозначение поля допуска	Квалитет	Допуск мкм	Н мкм	В мкм
А	0,05	-		-	100	0	+100
	52	1,96	IT/2	8	46	0	-23
	42	1,56	h	8	39	0	-39
	9,95	0,9	-	-	15	-38	-23

3. Определим предельные отклонения звеньев. Для звена А1 назначаем отклонение IT/2, как для уступа. Для звена А2 назначаем отклонение h, как для вала в системе вала. Отклонения звена А3 рассчитаем по формулам: в результате получим: 100 = 23 -(-39) - Н3 Н3 = -38 мкм; 0 = -23 - 0 - В3 В3 = -23 мкм.

4. Проверим результаты расчета: Т3 = В3 - Н3, отсюда 15 = -23 - (-38)= = 15. Все результаты расчета сведем в табл. 8.

7.3.2 Расчет размерных цепей по методу неполной взаимозаменяемости

Способ максимума-минимума предполагает, что в процессе сборки узла или обработки детали возможно одновременное сочетание наибольших увеличивающих и наименьших уменьшающих размеров или обратное их сочетание. Однако практически такое сочетание маловероятно, так как отклонение размеров в основном группируется около середины поля допуска.

Метод неполной взаимозаменяемости допускает приемлемый процент изделий, у которых замыкающее звено выйдет за поле допуска, но при этом существенно увеличивается допуск составляющих звеньев. Метод исходит из предположения, что сочетания действительных размеров составляющих звеньев, входящих в размерную цепь, носят случайный характер, и большая часть значений звеньев группируется около координаты середины поля допуска. Для такого метода применяется вероятностный способ расчета.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Предположим, что погрешности изготовления всех звеньев распределены по нормальному закону (закону Гаусса) и центр группирования деталей совпадает с координатой середины поля допуска. Тогда можно принять Тi = 6i (с вероятностью 99,73 %), где Тi - допуск i-го звена, i - среднеквадратическое отклонение размеров i-х деталей после их изготовления. При этом только у 0,27 % изделий размеры могут выходить за пределы поля допуска (рис. 28). Из теории вероятности дисперсия суммы равна сумме дисперсий, следовательно, для размерной цепи:

2 = 12 + 22 +…+ n2,

в общем виде:



Отсюда , где - среднее квадратичное отклонение замыкающего звена. Отношение допускаемого отклонения от центра группирования х к среднему квадратичному отклонению принято называть коэффициентом риска t. Для замыкающего звена х/ = t. В нашем случае допустимое отклонение от центра группирования будет равно х = Т/2, отсюда t = Т/2 или = Т/2 t. Выражая дисперсию через допуск, получим:

.

Однако в условиях реального производства погрешность составляющих звеньев может подчиняться не только закону Гаусса, но и другим законам с симметричным распределением, а выход размеров замыкающего звена за границы поля допуска может быть позволен не более чем 0,27 %. Поэтому в общем случае:

, (5)

где t - коэффициент риска, который выбирается из таблицы значений функции Лапласа F(t) в зависимости от выбранного процента брака Р. Ряд значений коэффициента t представлен в табл. 9.

Таблица 9 Значения коэффициента t

% брака Р	32	10	4,5	3	2,5	2	1,5	1	0,5	0,27	0,1	0,01
t	1	1,05	2	2,14	2,24	2,33	2,43	2,57	2,81	3	3,29	3,89

- относительное среднеквадратическое отклонение, характеризующее закон распределения; j - зона предельного рассеивания случайной величины. В случае нормального закона j2 = 1/9, в случае закона Симпсона j2 = 1/6, в случае закона равной вероятности j2 = 1/3.

Исходя из того, что все звенья размерной цепи должны иметь примерно одинаковый квалитет, находим величину к - количество единиц допуска.

. (6)

Пример: Проведем расчет той же размерной цепи, изображенной на рис. 27, методом неполной взаимозаменяемости. Примем допустимый процент риска Р = 2,1 % (t = 2,3). Предположим, что отклонения всех деталей распределены по закону Симпсона, тогда j2 = 1/6.

По формуле (6) получим (к = 40 соответствует 9-му квалитету, а к = 64 соответствует 10-му квалитету). Выбираем ближайший 9 квалитет для всех звеньев.

Предельные отклонения звеньев А1 и А2 назначаем как и в предыдущем методе по IT/2 и h соответственно. Предельное отклонение звена А3 рассчитываем на основе зависимости:

(7)

где С - середина координаты поля допуска замыкающего звена; Сj - координаты середин допусков составляющих звеньев.

Подставив значения получим:

+50 = 0 - (-31) - С3 С3 = -19 мкм;

В = С + Т/2 = -19 + 18 = -1 мкм;

Н = С + Т/2 = -19 - 18 = -37 мкм.

Данные расчетов для удобства сведем в табл. 10.

Для проверки правильности выбора допусков рассчитаем поле допуска замыкающего звена с заданной вероятностью:

< 100 мкм.

Таблица 10 Расчет размерной цепи методом неполной взаимозаменяемости

Звено	Номинальный размер	i2	Поле допуска	Квалитет	Допуск	В	Н	С
	мм				мкм
А	0,05	-			100	+100	0	+50
	52	3,46	IT/2	9	74	+37	-37	0
	42	2,42	h	9	62	0	-62	-37
	9,95	0,81		9	36	-1	-37	-19

Можно, также рассчитать действительный коэффициент риска t по формуле:

.

По найденной величине t определим истинный процент брака и сравним с допустимым, в случае если он меньше или равен допустимому, то можно оставить полученные допуска составляющих звеньев. Если истинный процент брака превышает допустимый, необходимо ужесточить часть допусков и снова пересчитать истинный процент брака, пока он не будет равен или меньше, чем допустимый.

7.3.3 Расчет размерных цепей методом пригонки

Метод пригонки - метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается изменением значения компенсирующего звена путем удаления с компенсатора определенного слоя металла. Допуски на все составляющие звенья, кроме компенсатора назначаются по экономически приемлемым квалитетам, соответствующим уровню данного производства. Рекомендуется назначать допуски составляющих звеньев по 12, 14 или 17 (для изделий из пластмасс) квалитету.

Для обеспечения пригонки деталь, являющаяся компенсатором должна иметь необходимый припуск для обработки.

Роль компенсатора обычно выполняет деталь, наиболее доступная при сборке механизма, несложная по конструкции и пригодная для пригонки, например проставочные кольца, прокладки, шайбы и т. д. В методе рассчитываются величина компенсации VК, значение наибольшего возможного отклонения, выходящего за пределы поля допуска замыкающего звена, которое подлежит компенсации, и размер заготовки компенсатора.

Метод пригонки может быть использован при единичном и мелкосерийном производстве.

Величина компенсации рассчитывается по формуле:

(8)

Верхнюю и нижнюю границу компенсации находят, используя координату середины поля допуска: Вк = Ск + Vк/2, Нк = Ск - Vк/2. Размер заготовки компенсатора будет равен: , где Тк - допуск на изготовление самого компенсатора; Ак - номинальный размер компенсатора.

Пример: предположим, что все составляющие звенья цепи (рис. 27) выполнены по 12 квалитету, звено А3 выбираем в качестве компенсатора.

Тогда: мкм.

Величина компенсации одновременно является наибольшим колебанием размера компенсатора.

мм.

мм.

Исполнительный размер заготовки компенсатора определяется его наибольшим значением, так как в прочих случаях он будет подгоняться. При сборке в каждом конкретном случае с заготовки компенсатора снимается определенный слой металла, чтобы обеспечить допуск замыкающего звена.

Результаты расчетов приведены в табл. 11.

Таблица 11 Расчет размерной цепи методом пригонки

Звено	Номинальный размер	Поле допуска	Квалитет	Допуск	В	Н	С
	мм			мкм
А	0,05		-	100	+100	0	+50
	52	IT/2	12	300	+150	-150	0
	42	h	12	250	0	-250	-125
	9,95			450

Для изготовления заготовки компенсатора на нее надо назначить приемлемый допуск Тк, например, по тому же 12 квалитету (IT12 = 0,15), тогда:

мм.

7.3.4 Расчет размерных цепей методом регулирования

При этом методе требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается изменением значения компенсирующего звена путем подбора из некоторого количества компенсаторов, заранее изготовленных с различными размерами. В этом методе рассчитываются: величина компенсации, шаг компенсации, необходимое число ступеней размеров неподвижного компенсатора и размер каждого компенсатора.

Величина компенсации, нижняя и верхняя границы компенсации рассчитываются, как и в предыдущем методе. Число ступеней неподвижных компенсаторов N рассчитывают по формуле:

, (8)

где ТК - допуск на изготовление компенсатора; - включает допуск всех составляющих звеньев цепи, включая компенсатор; (ТК = (0,1 - 0,3)Т), и округляется до ближайшего большего значения.

Величину ступени компенсаторов определяем как: .

П р и м е р:

В нашем случае , округляем в большую сторону N = 7.

Определяем величину ступени компенсации:

Размеры компенсаторов в комплекте:

К1 = А3min = 9,65+0,015 мм;

К2 = А3min + = 9,73-0,015 мм;

К3 = А3min + 2 = 9,81-0,015 мм;

К4 = А3min + 3 = 9,89-0,015 мм;

К5 = А3min + 4 = 9,97-0,015 мм;

К6 = А3min + 5 = 10,05-0,015 мм;

К7 = А3min + 6 = 10,13-0,015 мм.

7.3.5 Расчет размерных цепей методом групповой взаимозаменяемости

Метод групповой взаимозаменяемости - метод, при котором требуемая точность замыкающего звена размерной цепи достигается путем включения в размерную цепь составляющих звеньев, принадлежащих к соответственным группам, на которые они предварительно рассортированы. Этот метод применяется для размерных цепей с жесткими допусками замыкающих звеньев. Сущность метода заключается в изготовлении деталей со сравнительно широкими, технологически выполнимыми допусками, и последующей сортировке деталей на равное число групп с более узкими групповыми допусками и сборке их (после комплектования) по одноименным группам. Такую сборку называют селективной. Селективная сборка обеспечивает групповую взаимозаменяемость и применяется при производстве подшипников качения, поршней, поршневых колец двигателей внутреннего сгорания и других изделий. Применение селективной сборки целесообразно в массовом и крупносерийном производстве для соединений высокой точности, когда дополнительные затраты на сортировку, маркировку, сборку и хранение деталей по группам окупаются высоким качеством изделий.

При расчете методом групповой взаимозаменяемости, прежде всего необходимо установить производственный допуск замыкающего звена и число групп, на которые должны быть рассортированы детали после изготовления.

Пример: Предположим, что в рассматриваемом выше примере допуск замыкающего звена должен быть равен не 100 мкм, а 50 мкм (Т = 50 мкм). Однако, производство не позволяет выполнить детали размерной цепи по более высоким квалитетам, чем в методе полной взаимозаменяемости (см. раздел 7.3.1). Тогда мы расширим допуск замыкающего звена в два раза и получим производственный допуск замыкающего звена Т/ = nТ = 250 = 100 мкм. Здесь n - число групп, на которые детали необходимо рассортировать после изготовления. Таким образом, производственный допуск составляющих звеньев увеличивается тоже в n раз. В данном случае в 2 раза. Теперь мы определим производственные допуска составляющих звеньев согласно следующим условиям:



Устанавливаем Т1/ = 50 мкм, Т2/ = 35 мкм, Т3/ = 15 мкм.

Учитывая поля допусков звеньев А1 и А2 определим их предельные отклонения. Результаты расчета заносим в табл. 12.

Таблица 12 Расчет размерной цепи методом групповой взаимозаменяемости

Звено	Номинальный размер	Поле допуска	Допуск Тj/	В	Н
	мм		мкм
А/	0,05		100	+100	0
	52	IT/2	50	+25	-25
	42	h	35	0	-35
	9,95		15

Теперь делим производственные поля допусков составляющих звеньев на группы (в нашем случае на две группы), устанавливаем предельные отклонения для звеньев А1 и А2 для каждой группы (табл. 13)

Таблица 13 Предельные отклонения для каждой группы

Группа	Т	В Н	Т1	В1 Н1	Т2	В2 Н2	Т3	В3 Н3
	мкм
I	50	+50 0	25	+25 0	17,5	0 -17,5	7,5	0 -7,5
II	50	+50 0	25	0 -25	17,5	-17,5 -35	7,5	-7,5 -15

Согласно условию, что в обеих группах Т = 50 мкм, В = +50 мкм, а Н = 0, произведем расчет предельных отклонений для звена А3 в каждой группе из условий полной взаимозаменяемости. Предельные отклонения звена А3 рассчитаем по формулам:

Схемы полей допусков показаны на рис. 29.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Рис. 29. Схема полей допусков при групповой взаимозаменяемости

Метод групповой взаимозаменяемости применяется, в основном для коротких цепей с небольшим количеством звеньев. Количество групп сортировки может быть разным.

8. Шероховатость поверхности

Реальные поверхности деталей имеют ряд чередующихся выступов и впадин со сравнительно малыми шагами, в отличие от погрешностей формы. Эти выступы и впадины образуют микронеровности поверхности.

Совокупность неровностей на реальной поверхности детали с относительно малыми шагами, выделенная с помощью базовой длины, называется шероховатостью поверхности.

Шероховатость возникает в процессе формообразования поверхности и может являться следом режущего инструмента или являться следствием копирования неровностей режущей кромки резца, она возникает из-за пластической деформации поверхностного слоя при образовании стружки или вибраций, а также из-за химической коррозии материала и в результате других причин.

Шероховатость поверхности является важным показателем состояния поверхности и в значительной степени влияет на работу деталей машин и их долговечность.

Шероховатость поверхности оказывает большое влияние на работу подвижных соединений (трущихся пар). При больших неровностях трущихся поверхностей подшипников, направляющих, ползунов, поршней и т. д. соприкосновение между ними происходит в отдельных точках, нарушается непрерывность масляной пленки, происходит интенсивный износ поверхностей, увеличиваются зазоры. При очень малых неровностях масло не задерживается в зазорах соединения и нарушается оптимальный режим трущихся поверхностей.

В неподвижных соединениях гребешки неровностей при сборке срезаются или в процессе работы соединения сминаются, тем самым нарушается выбранный конструктором характер сопряжения. У посадок с натягом, которые передают крутящие моменты и осевые силы за счет сил трения, слишком гладкие поверхности снижают коэффициент трения и уменьшают эффективность соединения с натягом.

Прочность деталей тоже зависит от состояния поверхности. Разрушение деталей, особенно при переменных нагрузках, в большой степени зависит от наличия концентраторов напряжений, которыми являются имеющиеся неровности. Финишные методы обработки (доводка, полирование, суперфиниш и т. п.) значительно снижают величину шероховатости и повышают усталостную прочность деталей.

Уменьшение шероховатости поверхности существенно улучшает антикоррозионную стойкость деталей.

Шероховатость поверхности значительно влияет на герметичность соединений, на качество гальванических и лакокрасочных покрытий, а также на внешний вид изделий и их контакт с руками человека.

Шероховатость поверхности влияет также на точность измерения деталей.

8.1 Основные понятия

Реальная поверхность - поверхность, ограничивающая тело и отделяющая его от окружающей среды.

Номинальная поверхность - поверхность, заданная в технической документации без учета допускаемых отклонений.

Базовая линия (поверхность) - линия (поверхность) заданной геометрической формы, определенным образом проведенная относительно профиля (поверхности) и служащая для оценки геометрических параметров поверхности.

Размещено на Allbest.ru

Размещено на http://www.allbest.ru/

Профиль поверхности - линия пересечения поверхности с плоскостью.

Базовая длина l - это длина базовой линии, используемая для выделения неровностей, характеризующих шероховатость поверхности (рис. 30).

Длина оценки L - длина, на которой оцениваются значения параметров шероховатости. Она может содержать одну или несколько базовых длин.

Средняя линия профиля m-m - базовая линия, имеющая форму номинального профиля и проведенная так, что в пределах базовой длины среднее квадратическое отклонение профиля от этой линии минимально.

Линия выступов профиля - линия, эквидистантная средней линии, проходящая через высшую точку профиля в пределах базовой длины.

Линия впадин профиля - линия, эквидистантная средней линии, проходящая через низшую точку профиля в пределах базовой длины.

Местный выступ профиля - часть профиля, расположенная между двумя соседними минимумами профиля.

Местная впадина профиля - часть профиля, расположенная между двумя соседними максимумами профиля.

Выступ профиля - часть профиля, соединяющая две соседние точки пересечения его со средней линией, направленная из тела.

Впадина профиля - часть профиля, соединяющая две соседние точки пересечения его со средней линией, направленная в тело.