close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

838.Взаимозаменяемость и нормирование точности метод. указ

код для вставкиСкачать
Министерство образования и науки Российской Федерации
Сибирский федеральный университет
ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ
И НОРМИРОВАНИЕ ТОЧНОСТИ
Методические указания к курсовой работе
Электронное издание
Красноярск
СФУ
2011
2
УДК 006.015.3(07)
ББК 30ц
В 40
Составители: В. С. Секацкий, Н. В. Мерзликина
В 40 Взаимозаменяемость и нормирование точности: метод. указ. к курсовой
работе [Электронный ресурс]: для бакалавров всех форм обучения по
направлениям подготовки 221400.62 «Управление качеством» и
221700.62 «Стандартизация и метрология» / сост. В. С. Секацкий, Н. В.
Мерзликина . – Электрон. дан. – Красноярск: Сиб. федер. ун-т, 2011. –
1 диск. – Систем. требования: PC не ниже класса Pentium I; 128 Mb
RAM; Windows 98/XP/7; Microsoft Word 97-2003/2007. – Загл. с экрана.
Приведены задания, методические указания и примеры решения основных вопросов
по курсовой работе в дисциплине «Взаимозаменяемость и нормирование точности».
Предназначены для бакалавров всех форм обучения по направлениям подготовки
221400.62 «Управление качеством» и 221700.62 «Стандартизация и метрология».
УДК 006.015.3(07)
ББК 30ц
© Сибирский
федеральный
университет, 2011
Учебное издание
Редактор С. В. Хазаржан
Подписано в свет 10.10.2011 г. Заказ 4795
Уч.-изд. л. 1,3., 6,2 Мб.
Тиражируется на машиночитаемых носителях.
Редакционно-издательский отдел
Библиотечно-издательского комплекса
Сибирского федерального университета
660041, г. Красноярск, пр. Свободный, 79
Тел/факс (391) 244-82-31. E-mail rio@sfu-kras.ru
http://rio.sfu-kras.ru
3
СОДЕРЖАНИЕ
4
Введение
4
1. Общие положения
2. Выполнение сборочного чертежа и анализ номинальных раз5
меров
7
3. Выбор посадок гладких цилиндрических соединений
7
3.1. Выбор переходной посадки
11
3.2. Выбор посадки с натягом
12
3.3. Расчёт и выбор посадок подшипника качения
3.4. Выбор посадок распорной втулки на вал и крышки подшип16
ника в корпус
17
4. Выбор посадок типовых соединений
17
4.1. Выбор посадок шпоночного соединения
18
4.2. Выбор посадок шлицевого соединения
21
4.3. Расчёт параметров резьбового соединения
23
5. Расчёт размерной цепи.
6. Обоснование требований к отклонениям формы и расположе27
ния и шероховатости поверхностей
30
Библиографический список
31
Приложения
4
ВВЕДЕНИЕ
Методические указания предназначены для выполнения и курсовой работы. Они объединяют комплекс взаимосвязанных вопросов индивидуально
для каждого студента по единому направлению дисциплины «Взаимозаменяемость и нормирование точности».
Объем и содержание методических указаний соответствует требованиям
государственных стандартов к изучаемой дисциплине для бакалавров всех
форм обучения по направлениям подготовки 221400.62 «Управление качеством» и 221700.62 «Стандартизация и метрология». Курсовая работа выполняется частично на практических занятиях и частично за счет самостоятельной
работы студентов.
На первом этапе студенты выполняют сборочный чертеж узла, затем
знакомятся с расчетом и выбором стандартных допусков и посадок типовых
соединений и решают сборочную размерную цепь.
1. ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
Цель настоящей курсовой работы - привить навыки пользования нормативно-технической документации и проверить правильность применения полученных знаний по выбору сопряжений и расчёту их параметров при решении конкретных инженерных задач.
Курсовая работа состоит из графической части и расчётнопояснительной записки.
Объем графической части и содержание расчетно-пояснительной записки устанавливает руководитель курсовой работы в зависимости от специальности студентов.
Графическая часть может включать в себя следующие документы:
1) сборочный чертёж узла (формат А1 или А2);
2) рабочий чертёж детали узла (форматА3).
Оформление записки по СТО 4.2-07-2010 «Система менеджмента качества. Общие требования к построению, изложению и оформлению документов учебной и научной деятельности».
Комплектовать записки необходимо в следующей последовательности:
• Титульный лист.
• Задание.
• Аннотация.
• Содержание.
• Введение.
• Основная часть.
• Заключение.
• Список использованных источников.
5
• Приложения.
Основная часть должна состоять из следующих разделов:
1. Анализ номинальных размеров.
2. Выбор посадок гладких цилиндрических соединений.
2.1. Выбор переходной посадки.
2.2. Выбор посадки с натягом.
2.3. Расчёт и выбор посадок подшипника качения.
2.4. Выбор посадок распорной втулки на вал и крышки подшипника в корпус.
3. Выбор посадок типовых соединений.
3.1. Выбор посадок шпоночного соединения.
3.2. Выбор посадок шлицевого соединения.
3.3. Расчёт параметров резьбового соединения.
5. Расчёт размерной цепи.
6. Обоснование требований к отклонениям формы и расположения и шероховатости поверхностей.
Примеры выполнения основной части курсовой работы даны в соответствующих разделах настоящих методических указаний.
Исходные данные для расчётов приведены в приложении по вариантам, в
соответствии с двумя последними цифрами шифра зачётной книжки.
Отдельным студентам, имеющим навыки конструкторской работы, закончившим техникум по соответствующей специальности, могут быть даны
темы научно-исследовательского или производственного характера, объём и
содержание которых в каждом конкретном случае устанавливает руководитель.
2. ВЫПОЛНЕНИЕ СБОРОЧНОГО ЧЕРТЕЖА
И АНАЛИЗ НОМИНАЛЬНЫХ РАЗМЕРОВ
Курсовую работу рекомендуется начинать с выполнения сборочного
чертежа. Размеры деталей и сопряжений, приведенных на чертеже, послужат
основой для расчетов и выбора посадок.
Сборочный чертеж следует выполнять на формате А1. Допускается использования формата А2, однако это вызывает у студентов трудности с записью посадок на чертеже.
Базовыми размерами при выполнении чертежа являются:
• размеры подшипников качения, которые определяются по их номерам,
указанным в задании. Для этого можно пользоваться специальной литературой, например, [5], [6] и др. или справочниками конструктора, например, [7], [8] и др.;
• размеры зубчатых колес, которые позволяют определить межосевое расстояние.
6
Остальные размеры принимаются конструктивно. При этом должны соблюдаться все правила Единой системы конструкторской документации
(ЕСКД).
На сборочном чертеже необходимо выполнить все виды и разрезы, приведенные на схеме, и проставить позиции деталей. Спецификация оформляется на стандартном бланке и прикладывается в расчетно-пояснительную записку.
Посадки и размерная цепь наносятся на сборочный чертеж по мере их
расчета.
При конструировании нового механизма узла или детали нормальные
размеры (диаметры, длины, расстояния между осями, уступы и т.д.) находят
расчётом их на прочность и жёсткость, а так же конструктивно (произвольно),
исходя из совершенства геометрических форм и обеспечения технологичности конструкций изделий [7].
Но для сокращения числа типоразмеров заготовок и деталей, режущего и
измерительного инструмента, для обеспечения типизации технологических
процессов значения номинальных размеров следует округлять до ближайших
стандартных значений, указанных в ГОСТ 6636. Ряды этих нормальных линейных размеров (диаметров, длин, высот и т.п.) построены на основе рядов
предпочтительных чисел (ГОСТ 8032), принятых во всем мире в качестве
универсальной системы числовых значений параметров [4].
В основе ГОСТ 6636 лежит один из главных принципов стандартизации
– принцип предпочтительности, в соответствии с которым устанавливают несколько рядов значений стандартизуемых параметров (в частности, номинальных линейных размеров, диаметров и шагов резьб, номинальных угловых
размеров допусков и т.д.) с тем, чтобы при их выборе первый ряд предпочесть
второму, второй – третьему и т.д. Такой подход позволяет повысить уровень
взаимозаменяемости, уменьшить номенклатуру изделий, типоразмеров материалов, заготовок, размерного режущего инструмента, оснастки и калибров,
создаёт условия для эффективной специализации и кооперирования заводов.
В курсовой работе при выполнении сборочного чертежа необходимо
провести анализ всех номинальных (посадочных) размеров. Для этого, все
принимаемые Вами номинальные посадочные размеры необходимо сравнить
со стандартными значениями из рядов номинальных размеров [4], определить ряд, при возможности провести корректировку. В пояснительной записке привести краткие сведения о рядах номинальных размеров, значения
принятых Вами размеров, их ряд, обоснование выбора.
7
3. ВЫБОР ПОСАДОК ГЛАДКИХ
ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ
3.1. Выбор переходной посадки
Переходные посадки используются в неподвижных разъёмных соединениях для точного центрирования деталей.
В этих посадках поля допусков отверстия и вала перекрываются частично или полностью, поэтому из партии деталей в сопряжении возможно получение как зазора, так и натяга. Сочетание наибольшего диаметра отверстия
Dmax с наименьшим диаметром вала dmin даёт наибольший зазор:
Smax = Dmax - dmin
(3.1)
При наибольшем предельном размере вала dmax и наименьшем предельном размере отверстия Dmin получается наибольший натяг:
Nmax = dmax - Dmin
(3.2)
В качестве переходных посадок ГОСТ 25346-82 (СТ СЭВ 144-75) предусматривает следующие:
H/js, H/k, H/m, H/n — в системе отверстия;
Js/h, K/h, M/h, N/h — в системе вала.
Эти посадки характеризуются малыми зазорами и натягами; они предусмотрены только в 4–8-м квалитетах, точность валов в них на один квалитет
выше точности отверстия.
Для гарантии неподвижности одной детали относительно другой их дополнительно крепят шпонками, винтами и т. д.
Выбор переходных посадок производят, исходя из требуемой точности
центрирования и лёгкости сборки и разборки соединения. Точность центрирования определяется величиной Fr радиального биения втулки на валу, возникающего при одностороннем смещении втулки из-за зазора.
Погрешности формы сопрягаемых поверхностей, смятие неровностей и
износ деталей при повторных сборках и разборках увеличивают радиальное
биение. Поэтому для создания запаса точности в переходных посадках наибольший зазор Smax необходимо определять по следующей формуле:
Smax = Fr/KT,
(3.3)
где KT = 2–5 – коэффициент запаса точности.
В курсовой работе необходимо подобрать переходную посадку по заданному радиальному биению и коэффициенту запаса точности, построить
8
схему расположения полей допусков для выбранной посадки с указанием предельных отклонений, рассчитать предельные размеры отверстия и вала,
рассчитать значения допусков отверстия и вала, рассчитать наибольший
зазор и наибольший натяг посадки, определить вероятное количество сопряжений с зазором и натягом, исходя из предположения, что рассеяние
действительных размеров отверстий и валов подчинено нормальному закону
распределения случайных величин.
Пример
Для переходной посадки, указанной на схеме, определим номинальный
диаметр, замерив его на сборочном чертеже и округлив до ближайшего значения из ряда [2]. Радиальное биение и коэффициент запаса точности выберем из задания по своему варианту.
Дано, например,: номинальный размер Ø 50;
радиальное биение Fr = 90 мкм;
коэффициент запаса точности KT = 3.
Для обеспечения заданного радиального биения максимальный зазор Smax
в переходной посадке не должен превышать (3.3)
Smax = 90/3 = 30 мкм.
Прежде чем выбрать посадку, определимся с системой образования посадки. В рассматриваемом примере примем систему вала. В курсовой работе
выбор системы образования посадки необходимо обосновать.
Примем поле допуска основного вала ∅50 h6 и по таблицам стандартов
[2] определим цифровые значения предельных отклонений: верхнее es = 0;
нижнее ei = -16 мкм. Для того, чтобы максимальный зазор не превышал 30
мкм верхнее отклонение отверстия ЕS не должно быть больше 14 мкм
( S max = ES − ei ). Ближайшим полем допуска отверстия является ∅50 Js7 c предельными отклонениями: ЕS = 12 мкм; ЕI = -12 мкм. Для выбранной переходной посадки построим схему расположения полей допусков (рис. 3.1) и определим:
наибольший предельный размер отверстия Dнб = 50,012 мм;
наименьший предельный размер отверстия Dнм = 49,988 мм;
наибольший предельный размер вала dнб = 50,000 мм;
наименьший предельный размер вала dнм = 49,984 мм;
допуск отверстия TD = 24 мкм;
допуск вала Td = 16 мкм;
наибольший зазор Smax = 28 мкм;
наибольший натяг Nmax = 12 мкм;
средний зазор Sср = 8 мкм, который соответствует средним размерам деталей и определяется по формуле:
9
S ср = Е с − ес ,
(3.4)
ЕS + EI
– серединное отклонение отверстия;
2
еs + ei
ес =
- серединное отклонение вала.
2
где Е с =
Рис. 3.1. Схема расположения полей допусков переходной посадки
Определим вероятность получения в данной посадке зазоров и натягов,
считая, что рассеяние размеров подчиняется нормальному закону, который
описывается кривой Гаусса (рис. 3.2). На расстоянии х = Sср = 8 мкм от оси у
находится ордината, соответствующая нулевому зазору (натягу). Заштрихованная на рис. 3.2 площадь характеризует вероятность получения соединений
с зазором, незаштрихованная – с натягом. Вся площадь под кривой соответствует общему числу сопряжений данной посадки, т. е. вероятность равна 1,
или 100 %.
Рис.3.2. Кривая Гаусса для закона нормального распределения
10
При законе нормального распределения среднее квадратическое отклонение σ определяется по формуле
2
2
2
2
⎛ 24 ⎞ ⎛ 16 ⎞
⎛ TD ⎞ ⎛ Td ⎞
σ= ⎜
⎟ + ⎜ ⎟ = ⎜ ⎟ + ⎜ ⎟ = 4,8 мкм ,
⎝ 6 ⎠ ⎝ 6 ⎠
⎝ 6 ⎠ ⎝6⎠
(3.5)
где TD – допуск отверстия; Td – допуск вала, а относительное отклонение Z
равно:
Z=
x
σ
=
8
= 1,66 .
4,8
Определим диапазон рассеяния зазоров и натягов R , допуск посадки Т и
покажем их на рис. 3.2.
R = 6σ = 6 ⋅ 4,8 = 28,8 мкм ;
Т = TD + Td = 24 + 16 = 40 мкм.
(3.6)
(3.7)
Вероятное количество сопряжений с зазором равно
РS = 0,5 + Ф(z )
(3.8)
где 0,5 (50%) – половина площади под кривой Гаусса; Ф(z) – функция от z ,
соответствующая площади, ограниченной участком кривой между центром
группирования и ординатой с нулевым зазором (натягом).
Определим значение функции Ф(z) [2]:
Ф( z ) = Ф(1,66) = 0,4515 .
Таким образом, вероятное количество сопряжений с зазором (заштрихованная площадь кривой)
Рs = 0,5 + 0,4515 = 0,9515
или 95,15%.
Вероятное количество сопряжений с натягом
РN = 100 − 95,15 = 4,85%.
11
3.2. Выбор посадки с натягом
Посадки с натягом необходимы для получения неподвижных неразъёмных соединений без дополнительного крепления деталей. Эти посадки должны передавать определённые осевые силы и (или) крутящие моменты. Поэтому на схеме поля допусков валов всегда будут расположены выше полей допусков отверстий, что указывает на гарантированный натяг в соединении.
ГОСТ 25346 предусматривает посадки с натягом в 5–8-м квалитетах, при
этом точность вала в них на один квалитет выше точности отверстия. Посадки могут быть образованы в системе отверстия — H/p, H/r, H/s, H/t, H/u, H/x,
H/z или в системе вала — P/h, R/h, S/h, T/h, U/h.
Выбор посадки с натягом осуществляют по максимальному функциональному натягу Nmax функц., определяемому из прочности соединяемых деталей, и по минимальному функциональному натягу Nmin функц., определяемому
из осевого усилия и крутящего момента, передаваемых сопряжением (исходя
из прочности соединения в условиях упругой деформации).
Если посадка имеет натяг Nmax табл., превышающий Nmax функц., то может
произойти разрыв втулки при запрессовке, если же минимальный табличный
натяг Nmin табл. меньше Nmin функц., то не гарантирована неподвижность соединения под действием нагрузки.
В курсовой работе необходимо по заданным функциональным значениям
натягов Nmax функц. и Nmin функц. подобрать посадку, рассчитать предельные
размеры отверстия и вала, предельные значения натягов, допуски отверстия и вала, и определить фактический запас прочности деталей и прочности соединения (запас на эксплуатацию).
Пример
Номинальный размер посадки с натягом равен Ø 40, максимальный и
минимальный функциональные натяги равны: Nmax функц. = 90 мкм и Nmin функц. =
9 мкм. Необходимо подобрать посадку с натягом.
Сначала выбираем систему образования посадки. В рассматриваемом
примере примем систему отверстия. В курсовой работе выбор системы образования посадки необходимо обосновать.
По ГОСТ 25346 [2] выберем посадку, у которой значения натягов близки
к заданным. Ближайшей посадкой является Ø 40 H8/u7, для которой Nmax
табл. = 85 мкм и Nmin табл. = 21 мкм.
Построим схему расположения полей допусков (рис. 3.3).
В этой посадке:
наибольший предельный размер отверстия Dнб = 40,039 мм;
наименьший предельный размер отверстия Dнм = 40,000 мм;
наибольший предельный размер вала dнб = 40,085 мм;
наименьший предельный размер вала dнм = 40,060 мм;
допуск отверстия TD = 39 мкм;
12
допуск вала Td = 25 мкм.
Nз.эк.=12
+85
u7
+60
Nmin табл.=21
+48
Nmin функц.=9
Nmax табл.=85
Nmax функц.=90
Nз.пр.=5
+90
+39
Н8
0
Ø40
0
Рис. 3.3. Схема расположения полей допусков посадки с натягом
На схеме горизонтальной штриховкой обозначим запас прочности деталей Nз.пр. = 90 – 85 = 5 мкм, вертикальной штриховкой - запас на эксплуатацию Nз.эк. = 60 – 48 = 12 мкм.
3.3. Расчет и выбор посадок подшипника качения
Подшипники качения в настоящее время являются одним из самых распространённых стандартных изделий. Они изготавливаются на специализированных предприятиях в массовом количестве, при этом обеспечивается
полная взаимозаменяемость подшипников по присоединительным поверхностям и неполная взаимозаменяемость между телами качения и кольцами.
Основные размеры шариковых и роликовых подшипников определены
ГОСТ 3478. Предельные отклонения размеров подшипников в зависимости от
классов точности даны в ГОСТ 520. Установлено пять классов точности подшипников, которые обозначаются цифрами 0, 6, 5, 4, 2 в порядке повышения
точности.
Класс точности подшипника качения проставляют перед условным обозначением подшипника, например, 6-210 или 4-308, где 6 и 4 - классы точности; 210 и 308 – номера подшипников.
Класс точности «0» является самым распространенным. Подшипники
этого класса применяют в большинстве механизмов общего назначения, когда
13
требования к точности вращения специально не оговорены. В обозначении
таких подшипников цифра «0» не ставится, например: 210.
Посадку подшипника качения выбирают в зависимости от вида нагружения колец (местное, циркуляционное и колебательное) [1, с. 235].
Местное нагружение – когда кольцо воспринимает радиальную, постоянную по направлению нагрузку лишь ограниченным участком окружности
дорожки качения кольца.
Циркуляционное нагружение – когда кольцо воспринимает радиальную
нагрузку последовательно всей окружностью дорожки качения.
Колебательное нагружение – когда кольцо воспринимает равнодействующую двух радиальных нагрузок (постоянную по направлению и вращающуюся).
При местной нагрузке износ беговой дорожки кольца подшипника происходит неравномерно, и для его выравнивания сопряжения выполняют с небольшим зазором, обеспечивающим проворот кольца.
При циркуляционной нагрузке в соединении необходимо гарантировать
натяг, чтобы избежать проворота кольца подшипника. Предельные отклонения на деталь, сопрягаемую с подшипником, в этом случае выбирают по интенсивности радиальной нагрузки.
При колебательной нагрузке сопряжение подшипника может иметь переходный характер, при этом в соединении с валом должен преобладать натяг, а в соединении с корпусом – зазор.
В курсовой работе необходимо выбрать посадки одного из подшипников
качения: наружного кольца в корпус при местном нагружении и внутреннего
кольца на вал при циркуляционном нагружении. Определить предельные отклонения сопрягаемых деталей, выполнить схемы расположения полей допусков и сделать проверку на наличие посадочного радиального зазора между
телами качения и кольцами.
Пример
Для подшипника 205 при умеренной нагрузке и радиальной реакцией на
опору R = 3 кН выбрать посадки по наружному и внутреннему кольцам.
На первом этапе по номеру подшипника определяем его номинальные
размеры:
52 мм – наружный диаметр наружного кольца;
25 мм – внутренний диаметр внутреннего кольца;
15 мм – ширина колец подшипника;
1,5 мм – ширина фаски кольца подшипника.
Эти данные приводятся в ГОСТ 3478, в специальной литературе по подшипникам качения [10, 11 и др.] либо в справочниках конструкторамашиностроителя [12, 13, и др.].
При местном нагружении наружного кольца подшипника поле допуска
отверстия в корпусе выберем согласно рекомендациям, приведенным в [3].
14
Для радиального подшипника нулевого класса точности, установленного в
разъемном корпусе, рекомендуемое поле допуска Ø52Н7, а посадка наружного кольца подшипника в отверстие корпуса - Ø52Н7/l0, где l0 - обозначение
поля допуска наружного кольца подшипника с классом точности 0.
При циркуляционно нагруженного внутреннего кольца поле допуска вала определим по интенсивности нагрузки PR [3]:
PR =
R
KпFAF,
b
где R – радиальная реакция опоры на подшипник (радиальная нагрузка), кН; b
– рабочая ширина посадочного места, м (b = B-2r, B – ширина подшипника, r
– ширина фаски кольца подшипника); Kп – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 150%, умеренных
толчках и вибрации Kп = 1; при перегрузке до 300% , сильных ударах и вибрации Kп = 1,8); FA – коэффициент неравномерности распределения нагрузки
на тела качения (для радиальных и радиально-упорных подшипников FA = 1);
F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при
полом вале (при сплошном вале F = 1).
В нашем случае
PR =
3 ⋅1 ⋅ 1 ⋅1
= 250 кН/м.
0,015 − 2 ⋅ 0,00015
Данной интенсивности нагрузки и нулевому классу точности подшипника
соответствует поле допуска вала Ø25js6 [3], а посадка имеет вид
Ø25L0/js6, где L0 - обозначение поля допуска внутреннего кольца подшипника с нулевым классом точности.
Определим числовые значения предельных отклонений наружного кольца Ø52l0(-0,013), внутреннего кольца Ø25L0(-0,010) [3], отверстия в корпусе
Ø52Н7(+0,030), вала Ø25(±0,0065) [3] и построим схему расположения полей
допусков (рис. 3.4).
Из схемы видно, что по наружному кольцу подшипника минимальный
зазор Smin = 0 мкм, а максимальный зазор Smax = 43 мкм. Посадка внутреннего
кольца подшипника на вал имеет переходный характер с максимальным зазором Smax = 6,5 мкм и максимальным натягом Nmax = 16,5 мкм.
Проверим наличие радиального посадочного зазора в подшипнике при
наибольшем натяге в посадке внутреннего кольца на вал. Величина посадочного радиального зазора S определяется по формуле:
S = Sср – Δdнб,
где Sср – средний начальный радиальный зазор в подшипнике, мкм;
15
Н7
js6
L0
l0
Посадка наружного кольца в
корпус Ø52Н7/l0
Посадка внутреннего
кольца на вал Ø25L0/js6
Рис. 3.4. Схемы расположения полей допусков
посадок подшипника качения
Δdнб – наибольшая диаметральная деформация беговой дорожки кольца
подшипника после соединения с валом, мкм.
Sср =
S нб + S нм 24 + 10
=
= 17 мкм,
2
2
где Sнб и Sнм – наибольший и наименьший допустимые радиальные зазоры в
подшипнике качения (табл. 3.1).
16
Таблица 3.1
Начальные радиальные зазоры в радиальных однорядных подшипниках
Внутренний
диаметр подшипника, мм
свыше
до
2,5
10
18
24
30
40
50
10
18
24
30
40
50
65
Радиальный зазор,
мкм
наименьший
5
8
10
10
12
12
13
наибольший
16
22
24
24
26
29
33
Внутренний
диаметр подшипника, мм
свыдо
ше
65
80
100
120
140
160
180
80
100
120
140
160
180
200
Радиальный зазор, мкм
наименьший
14
16
20
23
23
24
29
наибольший
34
40
46
53
58
65
75
Наибольшую диаметральную деформацию беговой дорожки определим
из выражения
Δdнδ = 0,85 N max
d вн.
25
= 0,85 ⋅16,5
= 11,2 мкм,
d вн. + (d нар. − d вн. ) / 4
25 + (52 − 25) / 4
где Nmax – максимальный натяг, мкм; dвн. и dнар. – диаметры внутреннего и наружного колец подшипника качения, мм.
Расчет показывает, что после соединения внутреннего кольца подшипника качения с валом посадочный радиальный зазор в подшипнике качения
S = 17 – 11,2 = 5,8 мкм.
Зазор обеспечивает свободное вращение подшипника. Отрицательная
величина зазора указывает на натяг, который может привести к быстрому износу подшипника качения.
3.4. Выбор посадок распорной втулки на вал и
крышки подшипника в корпус
Обязательным условием при выборе посадок является наличие гарантированного зазора в посадке распорной втулки на вал и в посадке крышки
подшипника в корпус.
При выборе посадки распорной втулки на вал исходят из поля допуска
вала, определенного ранее выбранной посадкой. Если втулка ограничивает
перемещение подшипника качения, поле допуска вала определено посадкой
внутреннего кольца подшипника на вал, а если втулка ограничивает смещение зубчатых колес, посаженных по переходной посадке, то поле допуска вала определено переходной посадкой. Поле допуска отверстия во втулке вы-
17
бирается так, чтобы оно находилось выше поля допуска вала. В этом случае
будет обеспечен гарантированный зазор.
При выборе посадки крышки подшипника в отверстие корпуса следует
исходить из посадки наружного кольца подшипника качение в это же отверстие. При этом поле допуска посадочного диаметра крышки должно располагаться ниже поля допуска отверстия в корпусе, что обеспечит гарантированный зазор.
В курсовой работе необходимо выбрать посадку распорной втулки на
вал и крышки подшипника в корпус.
При выборе посадки распорной втулки на вал необходимо:
• по выбранным ранее посадкам (подшипника качения или зубчатого колеса на вал) записать номинальный диаметр и поле допуска вала;
• построить схему поле допуска вала с указанием предельных отклонений;
• в таблицах стандарта [2] выбрать поле допуска отверстия втулки,
обеспечивающего посадку с гарантированным зазором, и нанести его на
схему расположения полей допусков;
• записать посадку и по записи определить систему образования посадки
(посадка в системе отверстия, посадка в системе вала или несистемная
посадка). Определение системы обосновать;
• рассчитать наименьший и наибольший гарантированные зазоры в данной посадке.
Аналогично представить выбор посадки крышки подшипника в отверстие корпуса.
4. ВЫБОР ПОСАДОК ТИПОВЫХ СОЕДИНЕНИЙ
4.1. Выбор посадок шпоночного соединения
Шпоночные соединения бывают затяжные (тангенциальные, клиновые,
фрикционные) и незатяжные (призматические и сегментные). Затяжная
шпонка передаёт окружную и осевую силы, незатяжная - только окружную
силу.
Все шпоночные соединения отличаются простотой конструкции, технологичностью и невысокими нагрузочными характеристиками.
Наибольшее распространение получили призматические и сегментные
шпонки, их применяют в слабо нагруженных соединениях, требующих высокой точности центрирования. Размеры призматических шпонок, шпоночных
пазов и их предельные отклонения нормированы ГОСТ 23360-78.
Посадочным элементом в шпоночном соединении является ширина.
Стандартом установлены предельные отклонения на ширину шпонки - h9, на
ширину паза вала - H9, N9, P9 и на ширину паза втулки - D10, Js9, P9. Стандартом также нормированы отклонения высоты шпонки - h11, длины шпонки
18
- h14, , длины паза на валу - Н15. Для применения рекомендовано три основных типа шпоночных соединений: свободное, нормальное, плотное, однако
для ширины пазов вала и втулки допускается любое сочетание указанных полей допуска.
В курсовой работе необходимо:
• исходя из диаметра вала, выбрать номинальные размеры шпонки и пазов. Выбор исполнения и длины шпонки зависит от конструкции и размеров сборочного чертежа;
• в зависимости от характера шпоночного соединения выбрать посадки
шпонки в паз вала и шпонки в паз втулки;
• определить предельные отклонения размеров, построить схемы расположения полей допусков и рассчитать предельные размеры ширины
шпонки и пазов, их допуски, зазоры или натяги;
• выбрать поля допусков и предельные отклонения несопрягаемых размеров шпоночного соединения.
4.2. Выбор посадок шлицевого соединения
Шлицевые сопряжения по профилю зубьев делят на прямобочные,
эвольвентные и треугольные (рис. 4.1).
Наибольшее распространение имеют шлицевые сопряжения с прямобочным профилем зуба, имеющие чётное число зубьев z = 4, 6, 8, 10, 16 или 20.
Размеры и их допуски регламентированы ГОСТ 1139 [3]. В зависимости от
высоты и числа зубьев одного и того же диаметра сопряжение делят на три
серии (лёгкую, среднюю и тяжёлую).
Шлицевые сопряжения с прямобочным профилем центрируют по наружному диаметру, внутреннему диаметру и боковой стороне зуба.
Шлицевые соединения с эвольвентным профилем отличаются большей
прочностью, технологичностью и лучшей центрируемостью. Их применяют
при реверсивном движении и повышенных крутящих моментах.
Шлицевые сопряжения с эвольвентным профилем центрируют по наружному диаметру и боковой стороне, однако допускается центрирование и
по внутреннему диаметру. Их размеры и допуски регламентированы ГОСТ
6033 [3].
19
Рис. 4.1. Виды шлицевых соединений
Шлицевые сопряжения с треугольным профилем применяют, как правило, вместо прессовых посадок при тонкостенных втулках. Они имеют мелкий
модуль m = (0,3–0,8) мм, характеризуются углом впадины вала 2β = 90° или
72° с числом зубьев z = (15–70).
Способ центрирования шлицевых сопряжений зависит главным образом
от характера нагрузки (спокойная, ударная) и от направления её действия (постоянная, знакопеременная). Значительное влияние оказывают точность центрирования (высокая, невысокая) и характер соединения (подвижный, неподвижный).
При спокойной и постоянной нагрузке выбирают наиболее простой способ центрирования по наружному диаметру, если же соединение подвижное и
требует высокой твёрдости втулки, то в этом случае требуется центрировать
по внутреннему диаметру, тем более, если точность центрирования высокая.
При знакопеременной или ударной нагрузке выбирают центрирование по боковой поверхности зуба.
В курсовой работе для шлицевого соединения с прямобочным профилем
зуба:
• исходя из наружного диаметра и серии, определить номинальные размеры шлицевого соединения;
• выбрать метод центрирования шлицевого соединения. Выбор обосновать;
• выбрать посадки по центрирующим элементам и поля допусков нецентрирующих диаметров;
• определить предельные отклонения размеров шлицевых деталей и построить схемы расположения полей допусков;
• рассчитать предельные значения зазоров или натягов;
• привести условное обозначение шлицевого соединения, шлицевой втулки
и шлицевого вала.
20
Пример
Дано подвижное шлицевое соединение с прямобочным профилем зуба
средней серии, воспринимающее значительные нагрузки и обеспечивающее
высокую точность центрирования.
По наружному диаметру и заданной серии выбираем номинальные параметры шлицевого сопряжения [3]: наружный диаметр D = 54 мм; внутренний
диаметр d = 46 мм; число шлицев z = 8; ширина шлица b = 9 мм.
Так как шлицевое сопряжение подвижное и воспринимает значительные
нагрузи, то твердость поверхности вала и втулки должна быть высокой. Этим
требованиям наряду с высокой точностью центрирования отвечает центрирование по внутреннему диаметру. Посадочными поверхностями в данном случае является внутренний диаметр d и ширина шлицев b.
Согласно рекомендациям [3] предпочтительными посадками, обеспечивающими подвижность соединения, являются: для d - Ø 46 H7/f7; для b – 9
D9/h9. Для непосадочного наружного диаметра установлена посадка Ø54
H12/a11.
Цифровые значения предельных отклонений приведены в тех же таблицах, что и для гладких сопряжений [2]:
Ø 46
H 7( +0,025 )
f 7( −−00,,025
05 )
;
Ø 54
H 12( +0,03 )
34
)
a11( −−00,,53
;
9
D9( ++00,,086
040 )
h9( −0,036 )
.
Схемы расположения полей допусков прямобочного шлицевого сопряжения приведены на рис. 4.2.
Приведем условные обозначения на чертежах:
шлицевого сопряжения
d − 8 × 46
H7
H 12
D9
;
× 54
×9
f7
a11
h9
шлицевой втулки
d − 8 × 46 H 7 × 54 H 12 × 9 D9 ;
шлицевого вала
d − 8 × 46 f 7 × 54a11 × 9h9 .
21
а)
б)
в)
Рис. 4.2. Схемы расположения полей допусков шлицевого сопряжения
а) сопряжение по внутреннему диаметру – d;
б) сопряжение по наружному диаметру – D;
в) сопряжение по боковым поверхностям зубьев – В.
4.3. Расчет параметров резьбового соединения
Резьбовые соединения широко используются в конструкциях машин, аппаратов, приборов, в инструментах и др. От их качества зависят точность, надежность и долговечность изделий. Из большой группы резьбовых соединений самыми распространёнными являются соединения с метрической резьбой, которые выполняют с крупным шагом для диаметров от 1 до 68 мм и с
мелкими шагами для диаметров от 1 до 600 мм.
В настоящее время метрические резьбы нормированы следующими
стандартами:
ГОСТ 9150 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая.
Профиль» – определяет номинальный профиль резьбы и его элементы в зависимости от шага;
ГОСТ 8724 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая.
Диаметры и шаги» - устанавливает соотношения между диаметроми и шагом
резьбы.
Резьбовое сопряжение - это многопараметрическое сопряжение, характеризуемое наружным диаметром резьбы d (D), внутренним диаметром резьбы
d1 (D1), средним диаметром резьбы d2 (D2), шагом резьбы P и углом профиля
α.
22
Взаимозаменяемость резьбовых соединений обеспечивается зазором или
натягом по среднему диаметру. Допуск на средний диаметр резьбы установлен суммарным, т. к. он учитывает погрешность собственного среднего диаметра резьбы, погрешности шага и погрешность половины угла профиля.
Система допусков и посадок для метрической резьбы диаметром от 1 до 600
мм основана на международном стандарте ИСО МС 965/1, по которому выделяют три группы посадок резьбовых соединений.
1. ГОСТ 16093 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Допуски. Посадки с зазором». Согласно этому стандарту допуски
на параметры резьбы зависят от степени точности, при этом предусмотрено пять основных отклонений для наружной резьбы: h, g, f, e, d, и четыре для внутренней: H, G, F, E. Поле допуска параметра резьбы образуется сочетанием основного отклонения и величины допуска.
2. ГОСТ 4608 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая.
Посадки с натягом» распространяется на метрические резьбы диаметром
от 5 до 45 мм и шагом от 0,8 до 3 мм. Посадки с натягом предусмотрены
только в системе отверстия. Для среднего диаметра внутренней резьбы
установлено одно поле допуска – 2Н, а для наружной резьбы – три поля
допуска: 2r, 3p(2) и 3n(3). В скобках указано количество групп сортировки при сборке деталей.
3. ГОСТ 24834 «Основные нормы взаимозаменяемости. Резьба метрическая. Переходные посадки» распространяется на резьбу с профилем по
ГОСТ 9150 и устанавливает диаметры, шаги, допуски и предельные отклонения для переходных посадок при одновременном применении дополнительного элемента заклинивания.
Рекомендуются для наружной резьбы четыре отклонения по среднему
диаметру: 4jh, 4j, 4jk, 2m и одно по наружному диаметру: 6g; для внутренней
резьбы – три поля допуска по среднему диаметру: 3H, 4H, 5H и одно – по
внутреннему диаметру – 6H.
Метрические резьбы с натягом и переходными посадками предназначаются для резьбовых соединений, образованных ввертыванием стальных шпилек в резьбовые отверстия в деталях из различных материалов.
Допуски среднего диаметра резьбы, сортируемых на группы не включают диаметральных компенсаций отклонений шага и угла профиля. Допуски
среднего диаметра резьбы деталей, не сортируемых на группы, являются
суммарными.
В курсовой работе необходимо:
• на сборочном чертеже выбрать одно резьбовое соединение и определить номинальный наружный диаметр резьбы;
• по справочным данным определить номинальные параметры (d (D), d1
(D1), d2 (D2), P и α) выбранной резьбы, выполнить эскиз профиля резьбы и
указать на нем номинальные параметры;
23
• обосновать выбор длины свинчивания резьбы;
• выбрать посадку резьбового соединения, предельные отклонения параметров и построить схемы расположения полей допусков. Выбор посадки обосновать;
• рассчитать предельные размеры параметров резьбовых деталей, их допуски и предельные значения зазоров по среднему диаметру;
• привести условное обозначение резьбовой посадки и резьбовых деталей
на чертежах.
5. РАСЧЁТ РАЗМЕРНОЙ ЦЕПИ
Машины и приборы обеспечивают надёжную работу при условии, что
деталь занимает заданное ей положение и выполняет свои функции при эксплуатации. Цель достигается, если размеры деталей, образующих конструкцию, соответствуют друг другу и представляют замкнутый контур, называемый размерной цепью.
Размер цепи, который в результате сборки или изготовления получается
последним, называется замыкающим размером, остальные - составляющими
размерами.
Размеры, входящие в цепь, обозначают прописными буквами русского
алфавита. Если увеличение составляющего звена при неизменных остальных
требует увеличения замыкающего звена, то такое звено называют увеличивающим и обозначают стрелкой над буквой, направленной вправо (→). Если
это увеличение требует уменьшения замыкающего звена, то такое звено называют уменьшающим и обозначают стрелкой над буквой, направленной
влево (←).
При расчёте размерных цепей выделяют две задачи.
1. Прямая (конструкторская) задача, когда определяют номинальные размеры, допуски и предельные отклонения составляющих звеньев по заданному номинальному размеру и предельным отклонениям исходного
звена.
2. Обратная (технологическая) задача, когда определяют номинальный
размер, допуск и предельные отклонения замыкающего звена по заданным номинальным размерам и предельным отклонениям составляющих
звеньев.
Существуют различные методы расчёта размерных цепей, обеспечивающие полную и неполную взаимозаменяемость, но в основе их всех лежат четыре основные зависимости, связывающие номинальные размеры звеньев, их
допуски и предельные отклонения:
АΔ =
n
r
m
s
∑ Αi − ∑ Aj;
i =1
j =1
(5.1)
24
TАΔ =
r
n
s
m
∑ TΑi + ∑ TAj;
i =1
ESАΔ =
n
→
m
←
∑ ES A − ∑ EI A ;
j
(5.3)
∑ EI Ai − ∑ ES A j ,
(5.4)
i
i =1
EIАΔ =
(5.2)
j =1
n
i =1
→
j =1
m
←
j =1
где АΔ, TАΔ, ESАΔ и EIАΔ – номинальный
размер,
допуск, верхнее и нижнее
r
r
r
r
отклонения замыкающего звена; n, Ai, TAi, ESAi, EIAi – количество, номинальные размеры, допуски,
верхние
и sнижние предельные отклонения увеличиs
s
s
вающих звеньев; m, Aj , TAj , ESAj , EIAj - количество, номинальные размеры, допуски, верхние и нижние предельные отклонения уменьшающих звеньев.
В курсовой работе необходимо построить размерную цепь и по номинальному размеру и предельным отклонениям замыкающего звена определить методом, обеспечивающим полную взаимозаменяемость, номинальные
размеры и предельные отклонения всех составляющих звеньев.
Пример
Дан замыкающий размер АΔ = 2±0,3 (номинальный размер с предельными отклонениями) – это зазор, обеспечивающий условия работы подшипникового узла при температурных деформациях (рис. 5.1). Требуется определить номинальные размеры и предельные отклонения составляющих звеньев.
Построим размерную цепь, определим увеличивающие и уменьшающие
звенья. Нанесем их на сборочный чертеж (см. рис. 5.1).
Номинальные размеры составляющих звеньев определим по сборочному
чертежу. При этом один из размеров может быть «увязочным» для того, чтобы соблюдалось условие (9.1). В нашем примере А1 = 16 мм, А3 = 16 мм, А4 =
100 мм (что соответствует ряду R5). Увязочный размер А2 определим из выражения (5.1):
2 = 100 – (16 + А2 + 16);
А2 = 66 мм.
Определим допуски составляющих звеньев. Наиболее простым является
метод равных допусков, но его применяют в том случае, если все составляющие звенья близки по своим номинальным размерам, т. е. находятся в одном
размерном интервале. В нашем случае этот метод не применим, поэтому для
обеспечения полной взаимозаменяемости воспользуемся методом равноточных допусков, т. е. допуски всех составляющих размеров должны соответствовать одному квалитету.
25
Рис. 5.1. Сборочная размерная цепь
Согласно принципу построения системы допусков и посадок, для типовых соединений деталей машин одному квалитету соответствует постоянное
количество единиц допусков – а = const [4], которое определяет точность
размера. Величину допуска рассчитывают по формуле
TA = ai,
(5.5)
где i является мерой точности и для размеров от 1 до 500 мм определяется
зависимостью
i = 0,45 3 A + 0,001А.
Подставляя (5.5) в (5.2) получим
→
←
TАΔ = a (∑ i Ai + ∑ i A j )
26
Для составляющих звеньев от 1 до 500 мм значение i можно выбрать из
таблицы, приведенной в [5]:
iА1 = iА3 = 1,08 мкм, iА4 = 2,51 мкм, iА2 = 1,86 мкм. Тогда
a=
600
600
TAΔ
=
=
≈ 93.
∑ iAi + ∑ iA j 2,51 + (1,08 + 1,86 + 1,08) 6,53
Ближайшие стандартное значение a соответствуют 11-му квалитету
JT11(a = 100).
Допуски этих размеров найдём из таблицы допусков [4]:
ТА1 = ТА3 = 110 мкм, ТА4 = 220 мкм.
Допуск «увязочного» звена определим из уравнения (5.2):
600 = 220 + (110 + ТА + 110), ТА = 160 мкм,
что точнее 11-го квалитета, но технологически легко достигается обычным точением.
Предельные отклонения составляющих звеньев, кроме «увязочного», рекомендуется назначать для охватывающих размеров как для основных отверстий: EJ = 0, ES = +TA; для охватываемых как для основных валов: es = 0, ei =
-TA; для прочих размеров расположение поля допуска симметричное, т. е.
±ТА/2.
Так, для А1 и А3 es = 0, ei = -110 мкм; для А4 ES = +220 мкм, EJ = 0.
Нижнее предельное отклонение «увязочного» звена ei А2 определим из
уравнения (5.3):
+300 = +220 – (-110 + ei А2 – 110),
ei А2 = +140 мкм.
Верхнее предельное отклонение «увязочного» звена es А2 определим из
уравнения (5.4):
-300 = 0 – (0 + es А2 – 0),
es А2 = 300 мкм.
Правильность решения подтверждает проверка:
ТА2 = es А2 – ei А2,
160 = +300 – (+140) = 160 мкм.
Окончательные значения размеров запишем в табл. 5.1.
27
Таблица 5.1
Параметры звеньев размерной цепи
Параметры
размеров
А, мм
ТА, мкм
ES, мкм
EJ, мкм
Обозначения
размеров
А1
А2
А3
А4
АΔ
16
110
0
-110
66
160
+300
+140
16
110
0
-110
100
220
+220
0
2
600
+300
-300
16 −0,11
30
66 ++00,,14
16 −0,11
100 +0, 22
2 ± 0,3
6. ОБОСНОВАНИЕ ТРЕБОВАНИЙ К ОТКЛОНЕНИЯМ ФОРМЫ,
РАСПОЛОЖЕНИЯ И ШЕРОХОВАТОСТИ ПОВЕРХНОСТЕЙ
Отклонения формы, расположения, шероховатость поверхности так же,
как и отклонение собственно самого размера, входят в общую классификацию отклонений геометрических параметров [7], где они представлены членами ряда Фурье.
Термины и определения основных видов отклонений, форм и расположения представлены ГОСТ 24642. В основу нормирования и количественной
оценки отклонений формы и расположения поверхностей положен принцип
прилегающих прямых, поверхностей и профилей.
Согласно ГОСТ 24643, для каждого вида допуска формы и расположения
установлено 16 степеней точности [4].
В зависимости от соотношения между допуском размера и допусками
формы или расположения установлены уровни относительной геометрической точности: А – нормальная (допуски формы или расположения составляют примерно 60% допуска размера); В – повышенная (допуски формы или
расположения составляют примерно 40% допуска размера); С – высокая относительная геометрическая точность (допуски формы или расположения составляют примерно 25% допуска размера). Допуски формы цилиндрических
поверхностей, соответствующие А, В, С, составляют примерно 30, 20 и 12%
допуска размера, так как допуск формы ограничивает отклонение радиуса, а
допуск размера – отклонение диаметра поверхности.
Уровни относительной геометрической точности устанавливают в тех
случаях, когда по функциональным или технологическим причинам отклонения формы и расположения должны быть меньше допусков размеров, например, допуски формы и расположения посадочных мест вала и корпуса в сопряжениях с подшипниками качения или со ступицей зубчатого колеса. В
общем случае допуски формы и расположения ограничивают допуском на
размер.
28
При выполнении рабочего чертежа вала в курсовой работе можно пользоваться рекомендациями, приведенными в табл. 6.1.
Таблица 6.1
Рекомендации по назначению допусков размеров, формы и расположения поверхностей
Классы и точности
подшипников
Квалитет диавала
метров поверхностей под поотверстия
садку подшипников
Допуск цилинпод поддричности шеек
шипники
вала в проц. от
под зубчатое
допуска на соколесо
ответствующий
под полудиаметр. Окмуфту
руглить до степеней точности
по ГОСТ 24643
Степень точнопод подсти радиальношипники
го биения шеек под зубчатое
вала относиколесо
тельно общей
под манжеоси
ту и полумуфту
Степень точнопод подсти торцевого
шипник
биения заплепод зубчатое
чиков
колесо
0
6
5
46
6
6
5
5
7
7
6
6
25%
25%
12%
12%
30%
20%
30%
6
5
5
4
7
7
6
6
8
7
7
6
8
7
6
5
9-7
7-5
Шероховатостью поверхности согласно ГОСТ 25142 называют совокупность неровностей поверхности с относительно малыми шагами, выделенную
с помощью базовой длины l. Числовые значения базовой длины выбирают из
ряда: 0,01; 0,03; 0,08; 0,25; 0,8; 2,5; 8; 25 мм [4].
Шероховатость поверхности изделия независимо от материала и способа
изготовления можно оценивать количественно одним или несколькими параметрами: средним арифметическим отклонением профиля Ra, высотой неровностей профиля по десяти точкам Rz, наибольшей высотой неровностей
профиля Rmax, средним шагом неровностей Sm, средним шагом местных выступов профиля Sn, относительной опорной длиной профиля tP. Параметр Ra
29
является предпочтительным, соотношения между Ra, Rz, Rmax и l даны в таблице [4].
Числовые значения высотных и шаговых параметров шероховатости установлены ГОСТ 2789 и даны в таблицах [4].
Для обеспечения условий взаимозаменяемости назначение шероховатости сопряжённых поверхностей может производиться в зависимости от точности сопряжения (выбранной посадки) и точности обработки (выбранного
квалитета) [4]. Прямой связи между точностью и шероховатостью поверхности нет. Вместе с тем при выборе шероховатости поверхности следует учитывать, что значение Rz должно составлять часть допуска размера (для квалитетов 5–10 Rz ≤ 0,25Т; для квалитетов грубее 10 Rz ≤ 0,125Т).
Если в конструкциях сопряжений, согласно требованиям и эксплуатационным качествам деталей, необходимо ограничить отклонения формы Δф или
отклонения расположения Δр по сравнению с допуском на размер Т, то соответственно должна быть ограничена и шероховатость поверхности Rz ≈ (0,2–
0,5)Δф, Rz ≈ (0,2–0,5)Δр.
Конкретные рекомендации по назначению численных значений шероховатости поверхностей некоторых деталей машин приведены в таблицах [4].
30
Библиографический список
1. Димов, Ю. В. Метрология, стандартизация и сертификация: учеб. для вузов / Ю.В. Димов. – 2-е изд. – М.: Питер, 2004. – 432 с.: ил.
2. Никифоров, А. Д. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические
измерения: учеб. пособие / А. Д. Никифоров. – 2-е изд., стереотип. – М.:
Высш. шк., 2002. – 510 с.
3. Анухин, В. И. Допуски и посадки: учеб. пособие для вузов / В. И. Анухин. – 3-е изд. – СПб.: Питер, 2005. – 206 с.
4. Допуски и посадки: справочник. В 2 ч. Ч. 1/ В.Д. Мягков, М.А. Палей,
А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – Л.: Машиностроение, 1982. – 534 с.
5. Допуски и посадки: Справочник. В 2 ч. Ч.2 / В.Д. Мягков, М.А. Палей.
А.Б. Романов, В.А. Брагинский. – Л.: Машиностроение, 1983. – 448с.
6. Романов, А. Б. Таблицы и альбом по допускам и посадкам: справ. пособие / А. Б. Романов, В. Н. Федоров, А. И. Кузнецов. – СПб.: Политехника, 2005. – 88 с.
7. Якушев, А.И. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: учеб. для вузов / А.И. Якушев, Л.Н. Воронцов, Н.М. Федотов – 6-е
изд., перераб. и дополн. – М.: Машиностроение, 1986. – 352 с.
31
Приложения
33
Варианты заданий по рис. 1
Номер
варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Подшипники качения
Номера подшипников Радиальная
нагрузка на
На шлице- На глад- подшипник,
кН
вом валу
ком валу
5-204
5-307
3
5-204
5-307
15
5-205
5-308
9
5-205
5-308
16
5-206
5-309
20
5-206
5-309
34
5-207
310
14
5-207
310
8
208
311
10
208
311
20
Номер
Переходная посадка
варианта Радиальное Коэф. забиение,
паса точмкм
ности
1
16
2
2
60
1,5
3
42
1,2
4
40
2
5
30
3
6
80
1,6
7
33
2,2
8
48
1,5
9
72
1,2
10
40
2
Перегрузка,
%
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
Посадка с натягом
Функциональный
натяг, мкм
нб.
нм.
260
120
360
190
300
120
390
230
120
20
400
220
510
320
210
70
200
50
520
300
Модуль,
мм
2,5
2,5
3,0
3,0
3,5
3,5
4,0
4,0
4,5
4,5
Зубчатые колеса и передачи
Основы стандартизации
ШириЧисло зубьев зубчатых
Номер стандарта
на зуб.
колес
колеса,
мм
Z1
Z2
Z3
Z4
19
85
25
79
30
ГОСТ 5915
20
84
27
77
40
ГОСТ 6402
19
74
28
65
40
ГОСТ 3128
20
72
29
63
50
ГОСТ 23360
17
69
24
62
60
ГОСТ 1139
21
64
29
56
70
ГОСТ 18511
18
62
26
54
60
ГОСТ 18512
20
61
26
55
70
ГОСТ 7798
18
58
25
51
70
ГОСТ 8338
19
56
22
53
80
ГОСТ 12080
Шлицевое соединение
Серия
Точность центрирования
Нагрузка
Характер
шпоночного
соединения
Легкая
Средняя
Средняя
Тяжелая
Средняя
Тяжелая
Легкая
Средняя
Легкая
Средняя
Высокая
Нормальная
Нормальная
Невысокая
Нормальная
Невысокая
Высокая
Нормальная
Высокая
Нормальная
Спокойная
Ударная
Ударная
Реверсивная
Ударная
Реверсивная
Спокойная
Ударная
Спокойная
Ударная
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Плотное
Замыкающий
размер размерной цепи,
мм
ДΔ=0+0,7
ГΔ=0+0,9
ДΔ=0+0,8
ГΔ=0+1,0
ДΔ=0+0,9
ГΔ=0+1,2
ДΔ=0+0,8
ГΔ=0+1,3
ДΔ=0+0,8
ГΔ=0+1,2
34
35
Варианты заданий по рис. 2
Но
мер
вар.
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Подшипники качения
Радиальная
Номера подшипников
нагрузка
на
На выНа промеходном подшипник,
жуточном
кН
валу
валу
5-7204
5-7308
5
6-7204
6-7308
11
5-7205
5-7309
9
6-7205
6-7309
16
6-7206
6-7310
20
7206
7310
34
6-7207
6-7311
8
7207
7311
14
5-7208
5-7312
10
7208
7312
20
Перегрузка,
%
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
Модуль,
мм
2,5
2,5
3,0
3,0
3,5
3,5
4,0
4,0
4,5
4,5
Зубчатые колеса и передачи
Число зубьев зубчатых колес
Z1
Z2
Z3
Z4
21
21
19
19
19
19
18
18
18
18
70
70
63
63
58
58
56
56
52
52
14
14
13
13
14
14
14
14
15
15
77
77
69
69
63
63
60
60
55
55
Ширина зуб.
колеса,
мм
30
40
40
50
60
70
60
70
70
80
Основы
стандартизации
Номер стандарта
ГОСТ 8752
ГОСТ 18511
ГОСТ 13940
ГОСТ 1139
ГОСТ 23360
ГОСТ 6402
ГОСТ 7796
ГОСТ 14034
ГОСТ 18512
ГОСТ 7798
Номер Размеры ва- Переходная посадка Посадка с натяШлицевое соединение
Характер
Замыкающий
варила электрогом
шпоночного размер разанта двигателя, мм Радиальное Коэф. Функциональный Серия
соединения
мерной цеТочность
Нагрузка
пи, мм
натяг, мкм
биение,
запаса
центриромкм
точнования
d
l
нб.
нм.
сти
1
28
50
90
2
260
120
Легкая
Высокая
Спокойная Нормальное
АΔ=0+0,8
2
28
50
54
1,5
360
190
Средняя Нормальная
Ударная
Свободное
БΔ=0+0,9
3
32
60
36
3
300
120
Средняя Нормальная
Ударная
Плотное
АΔ=0+0,7
4
32
60
40
2
390
230
Тяжелая Невысокая Реверсивная Нормальное
БΔ=0+1,0
5
38
70
78
1,2
120
20
Средняя Нормальная
Ударная
Свободное
АΔ=0+0,9
6
38
70
110
2
400
220
Тяжелая Невысокая Реверсивная
Плотное
БΔ=0+1,1
7
42
80
90
2
510
320
Легкая
Высокая
Спокойная Нормальное
АΔ=0+1,2
8
42
80
57
1,5
210
70
Средняя Нормальная
Ударная
Свободное
БΔ=0+0,9
9
48
90
80
2,5
200
50
Легкая
Высокая
Спокойная
Плотное
АΔ=0+0,8
36
10
48
90
165
2,2
520
300
Средняя Нормальная
Ударная
Плотное
БΔ=0+1,2
37
38
Варианты заданий по рис. 3
Номер
варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Подшипники качения
Радиальная
Номера подшипников
На про- На вы- нагрузка на
На пермежуточ- ходном подшипвичном
ник, кН
ном валу валу
валу
5-204
5-206
5-307
4
6-204
6-206
6-307
8
205
207
308
9
5-205
5-207
5-308
16
6-206
6-208
6-309
20
5-206
5-208
5-309
34
6-207
6-209
6-310
7
207
209
310
15
5-208
5-210
5-311
12
208
210
311
23
Номер
Переходная посадка
варианта Радиальное Коэф. забиение,
паса точмкм
ности
1
16
2
2
60
1,5
3
42
1,2
4
40
2
5
30
3
6
80
1,6
7
33
2,2
8
48
1,5
9
72
1,2
10
40
2
Посадка с натягом
Функциональный
натяг, мкм
нб.
нм.
100
25
120
15
130
20
150
40
78
10
120
20
180
60
150
30
100
15
200
50
Перегрузка,
%
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
Зубчатые колеса и передачи
МоЧисло зубьев зубчатых колес
дуль,
мм
Z1
Z2
Z3
Z4
2,5
2,5
3,0
3,0
3,5
3,5
4,0
4,0
4,5
4,5
14
14
15
15
16
16
17
17
14
14
61
61
62
62
56
56
52
52
55
55
28
28
18
18
22
22
25
25
30
30
Шлицевое соединение
71
71
80
80
70
70
73
73
68
68
Основы стандартизации
Номер стандарта
ГОСТ 15521
ГОСТ 6402
ГОСТ 3128
ГОСТ 23360
ГОСТ 1139
ГОСТ 18511
ГОСТ 8338
ГОСТ 7798
ГОСТ 12080
ГОСТ 5915
Серия
Точность центрирования
Нагрузка
Характер
шпоночного
соединения
Легкая
Средняя
Средняя
Тяжелая
Средняя
Тяжелая
Легкая
Средняя
Легкая
Средняя
Высокая
Нормальная
Нормальная
Невысокая
Нормальная
Невысокая
Высокая
Нормальная
Высокая
Нормальная
Спокойная
Ударная
Ударная
Реверсивная
Ударная
Реверсивная
Спокойная
Ударная
Спокойная
Ударная
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Плотное
Замыкающий
размер размерной цепи,
мм
АΔ=0+0,8
БΔ=0+0,9
АΔ=0+1,1
БΔ=0+1,0
АΔ=0+0,9
БΔ=0+0,8
АΔ=0+1,2
БΔ=0+0,9
АΔ=0+0,9
БΔ=0+1,3
39
40
Варианты заданий по рис. 4
Номер
варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Подшипники качения
Радиальная
Номера подшипников
нагрузка на
подшипНа первич- На сател- На водиник, кН
ном валу
литах
ле
5-36204
5-1203
5-1000916
6
6-36204
6-1203
6-1000916
8
5-36205
5-1204
5-1000917
10
6-36205
6-1204
6-1000917
15
5-36206
5-1205
5-1000918
20
6-36206
6-1205
6-1000918
30
6-36207
6-1206
6-1000919
40
36207
1206
1000919
60
5-36208
5-1207
5-1000920
70
36208
1207
1000920
80
Номер
Переходная посадка
варианта Радиальное Коэф. забиение,
паса точмкм
ности
1
16
2
2
50
1,5
3
36
1,2
4
40
2
5
30
2,5
6
60
3
7
33
2,2
8
48
1,5
9
30
1,2
10
40
1,8
Посадка с натягом
Функциональный
натяг, мкм
нб.
нм.
70
18
95
25
110
15
130
30
80
10
120
20
150
40
105
35
180
60
145
30
Перегрузка,
%
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
до 150
до 300
Зубчатые колеса и передачи
МоЧисло зубьев зубдуль,
чатых колес
мм
Z1
Z2
2,5
15
59
2,5
15
59
3,0
16
61
3,0
16
61
3,5
17
63
3,5
17
63
4,0
18
65
4,0
18
65
4,5
19
67
4,5
19
67
Шлицевое соединение
Основы стандартизации
Номер стандарта
ГОСТ 6402
ГОСТ 1139
ГОСТ 23360
ГОСТ 8752
ГОСТ 18512
ГОСТ 8338
ГОСТ 13940
ГОСТ 7798
ГОСТ 7796
ГОСТ 14034
Серия
Точность центрирования
Нагрузка
Характер
шпоночного
соединения
Легкая
Средняя
Средняя
Тяжелая
Средняя
Тяжелая
Легкая
Средняя
Легкая
Средняя
Высокая
Нормальная
Нормальная
Невысокая
Нормальная
Невысокая
Высокая
Нормальная
Высокая
Нормальная
Спокойная
Ударная
Ударная
Реверсивная
Ударная
Реверсивная
Спокойная
Ударная
Спокойная
Ударная
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Плотное
Замыкающий
размер размерной цепи,
мм
АΔ=0+1,4
БΔ=0+0,9
ВΔ=0+0,8
АΔ=0+1,2
БΔ=0+0,7
АΔ=0+1,3
АΔ=0+1,4
БΔ=0+0,9
ВΔ=0+0,8
АΔ=0+1,2
41
42
Номер
варианта
1
2
3
4
5
6
7
8
9
10
Варианты заданий по рис. 5
Подшипники качения
Зубчатые колеса и передачи
МоРадиальная ПереНомера подшипников
Число зубьев зубчатых колес
На вы- нагрузка на грузка, дуль,
На проНа пермм
%
Z1
межуточ- ходном подшипвичном
Z2
Z3
Z4
ник, кН
валу
ном валу
валу
5-204
5-206
5-307
5
до 150
2,5
15
43
20
38
6-204
6-206
6-307
7
до 300
2,5
15
43
20
38
6-205
6-207
6-308
9
до 150
3,0
16
46
21
41
5-205
5-207
5-308
16
до 300
3,0
16
46
21
41
6-206
6-208
6-309
18
до 150
3,5
17
48
22
43
206
208
309
30
до 300
3,5
17
48
22
43
5-207
5-209
5-310
9
до 150
4,0
18
49
23
44
207
209
310
22
до 300
4,0
18
49
23
44
208
210
311
10
до 150
4,5
19
50
24
45
5-208
5-210
5-311
20
до 300
4,5
19
50
24
45
Номер
Переходная посадка
варианта Радиальное Коэф. забиение,
паса точмкм
ности
1
16
2
2
60
1,5
3
42
1,2
4
40
2
5
30
3
6
80
1,6
7
33
2,2
8
48
1,5
9
72
1,2
10
40
2
Посадка с натягом
Функциональный
натяг, мкм
нб.
нм.
110
30
150
60
190
60
250
110
130
20
200
50
290
140
210
80
280
130
220
70
Шлицевое соединение
Основы стандартизации
Номер стандарта
ГОСТ 23360
ГОСТ 1139
ГОСТ 8752
ГОСТ 18511
ГОСТ 18512
ГОСТ 8338
ГОСТ 7798
ГОСТ 13940
ГОСТ 14034
ГОСТ 7796
Серия
Точность центрирования
Нагрузка
Характер
шпоночного
соединения
Легкая
Средняя
Средняя
Тяжелая
Средняя
Тяжелая
Легкая
Средняя
Легкая
Средняя
Высокая
Нормальная
Нормальная
Невысокая
Нормальная
Невысокая
Высокая
Нормальная
Высокая
Нормальная
Спокойная
Ударная
Ударная
Реверсивная
Ударная
Реверсивная
Спокойная
Ударная
Спокойная
Ударная
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Нормальное
Свободное
Плотное
Плотное
Замыкающий
размер размерной цепи,
мм
АΔ=0+0,8
БΔ=0+0,9
АΔ=0+1,2
БΔ=0+1,1
АΔ=0+0,9
БΔ=0+0,8
АΔ=0+1,2
БΔ=0+0,9
АΔ=0+1,2
БΔ=0+0,9
Документ
Категория
Без категории
Просмотров
48
Размер файла
1 220 Кб
Теги
точности, метод, взаимозаменяемость, указ, нормирование, 838
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа