Если у вас возникли сложности с курсовой, контрольной, дипломной, рефератом, отчетом по практике, научно-исследовательской и любой другой работой - мы готовы помочь.
Предоплата всего
Подписываем
3
Содержание
|
Введение |
4 |
|
Исходные данные для выполнения курсовой работы |
5 |
|
6 |
|
10 |
соединений методом подобия |
13 |
|
Выбор параметров резьбового соединения Выбор шпонки |
14 |
|
|
15 |
|
16 |
|
18 |
|
Калибры для шлицевого вала Приборы давления |
23 28 |
|
Заключение |
32 |
|
Список используемой литературы |
33 |
Введение
Одной из главных целей конструктора в ходе проектирования и конструирования новых и усовершенствования устаревших изделий, является разработка чертежной документации для чертежей, обеспечивающей необходимую технологичность и высокое качество изделий.
Цель курсовой работы по дисциплине “Нормирование точности и технические измерения”:
1) Приобретение студентом необходимых знаний и навыков для расчета и выбора допусков и посадок типовых соединений деталей машин:
- расчет и выбор посадки с натягом;
- расчет и выбор посадок подшипников качения;
- выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия;
- выбор шпонок;
- выбор степеней точности и посадок резьбового соединения;
- выбор и расчет точности зубчатых колес и передач;
2) Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь
3) Нормирование точности формы и расположения, шероховатости поверхностей узла.
Достоинствами курсовой работы по сравнению с другими видами обучения являются практически полная самостоятельность студента во время её выполнения, необходимость использования знаний из других параллельных областей.
Исходные данные для выполнения курсовой работы.
Вариант 72
|
Требования к зубчатой передаче |
Бесшумность работы |
|
|
Характер нагрузки |
С сильными толчками и вибрацией, перегрузка до 300% |
|
|
Материал корпуса |
СЧ 15 |
|
|
Материал зубчатого колеса |
Сталь 40Х |
|
|
корпуса |
+50˚С |
|
|
зубчатого колеса |
+75˚С |
|
|
Посадка с натягом |
||
|
Материал венца зубчатого колеса |
Бр |
|
|
Материал втулки (ступицы зубчатого колеса) |
Ст. 40Х |
|
|
Диаметр соединения, мм |
50 |
|
|
Длина соединения, мм |
40 |
|
|
Вращающий момент, Н∙м |
600 |
|
|
Шероховатость сопрягаемых поверхностей, мкм |
6,3 |
|
|
3,2 |
||
|
Подшипник и вал |
||
|
Диаметр внутреннего кольца подшипника d, мм |
45 |
|
|
Диаметр наружного кольца подшипника D, мм |
85 |
|
|
Ширина кольца подшипника b, мм |
19 |
|
|
Радиальная реакция опоры R, кН |
10 |
|
|
Резьба крепежная |
M6 |
|
|
Зубчатое колесо |
||
|
Модуль m, мм |
5 |
|
|
Число зубьев z |
40 |
|
|
Передаточное число i |
2 |
|
|
Окружная скорость , м/с |
8 |
|
|
Размеры размерной цепи, мм |
||
|
Б∆max |
+0,82 |
|
|
Б∆min |
+0,5 |
|
|
Б1 |
20 |
|
|
Б2 |
31 |
|
|
Б3 |
180 |
|
|
Б4 |
90 |
Посадки с натягом предназначаются для образования неподвижных соединений. Величина натяга N складывается из деформации сжатия и деформации растяжения контактных поверхностей соответственно вала и отверстия. Упругие силы, возникающие при деформации, создают на поверхности деталей напряжение, препятствующее их взаимному смещению.
Расчет посадки с натягом в курсовой работе выполняется по типовой методике, приведенной в литературе (2, стр. 222). Порядок расчета:
, мкм,
, мкм,
где T – вращающий момент, Н∙м;
D,L – диаметр и длина соединения, м;
CD, Cd – коэффициенты жесткости конструкции;
ED = 0,9∙1011, Ed = 2∙1011 – модули упругости материалов охватывающей детали и вала, Н/м2 (1, стр. 335);
f = 0,2 - коэффициент трения при нагреве или охлаждении сопрягаемых деталей (приложение 2, таблица 1 методических указаний к выполнению курсовой работы);
Pдоп – наибольшее допустимое давление на поверхности контакта вала и охватывающей детали, при котором отсутствуют пластические деформации, Н/м2.
Коэффициенты жесткости конструкции определяются по следующим формулам:
;
где мм - наружный диаметр охватывающей детали (зубчатого колеса);
D1 = 0 мм – внутренний диаметр полого вала (ступицы зубчатого колеса);
μD = 0,33; μd = 0,3 – коэффициенты Пуассона (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы);
Наибольшее допустимое давление Pдоп определяется по формулам:
Н/м2;
б. для вала
Н/м2,
где σТ – предел текучести материалов охватывающей детали и вала (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы).
σТ = 3,2∙108 Н/м2 – охватывающей детали,
σТ = 3,4∙108 Н/м2 – вала.
В формулу Nmax ф подставляется меньшее допустимое давление Pдоп = 1,97∙108 Н/м2.
Определяем коэффициенты жесткости:
Определяем минимальный и максимальный функциональные натяги:
мкм,
мкм.
а) поправка u учитывает смятие неровностей контактных поверхностей вала и охватывающей детали
мкм,
где Kd = 0,8 и KD = 0,2 – коэффициенты, учитывающие величину смятия неровностей на поверхности вала и охватывающей детали (приложение 2, таблица 3 методических указаний к выполнению курсовой работы);
Rzd и RzD – высота неровностей поверхностей вала и охватывающей детали.
б) поправка ut учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, и различие коэффициентов линейного расширения материалов вала и отверстия:
мкм,
где αD = 17,5∙10-6 и αd = 12∙10-6 – коэффициенты линейного расширения материала деталей (приложение 2, таблица 2 методических указаний к выполнению курсовой работы);
tрD и tрd – рабочие температуры деталей;
t = 20˚C – температура сборки деталей.
мкм,
мкм.
При и поправка берется со знаком «плюс».
мкм.
мкм.
Принимаем мкм.
мкм,
,
мкм, тогда принимаем мкм,
где NЗ.Э. и NЗ.Э. – запас прочности соединения соответственно при эксплуатации и сборке;
TD и Td – допуски размеров деталей по сопрягаемым поверхностям.
,
где i – единица допуска, мкм
мкм.
.
Из приложения 2, таблицы 4 методических указаний к выполнению курсовой работы, выбираем квалитет – IT8.
соблюдаем следующие условия:
-
-
- ,
где
;
мкм; мкм.
Проверяем выполнение этих условий:
- 168182
- 12252
- 7014
Выбираем посадку Ø50 и вычерчиваем схему полей допусков:
Итоговые данные по выбору посадки с натягом.
|
Данные расчета |
Данные по выбору ст. посадки |
Параметры стандартной посадки |
||||||||||||
|
Поля допусков и предельные отклонения, мкм |
Пред. натяги |
Запас прочн. |
||||||||||||
|
Отверстие |
Вал |
|||||||||||||
|
Поле доп. |
ES |
EI |
Поле доп. |
es |
ei |
N max |
N min |
|||||||
|
182 |
52 |
130 |
65 |
65 |
H8 |
39 |
0 |
х8 |
168 |
122 |
168 |
129 |
70 |
14 |
2. Расчет и выбор посадок подшипников качения
2.1 Выбор класса точности подшипника
При скорости вращения вала 8 м/с и требовании к бесшумной работе зубчатой передаче класс точности подшипника принимаем 5-й. При это выписываем отклонения на средние значения диаметров колец - для внутреннего диаметра и - для наружного (1, табл.4.82),
2.2. Выбор посадок
При выборе посадок различают три основных вида нагружения колец: местное, циркуляционное и колебательное. Виды нагружения колец определяются в зависимости от условий работы подшипников Т.к. происходит вращение вала, то вращающееся кольцо подшипника должно быть смонтировано с натягом, исключающим возможность обкатки и проскальзывания этого кольца по посадочной поверхности вала, такой вид нагружения внутреннего кольца – циркуляционный. Наружное кольцо должно быть установлено в корпусе с небольшим зазором. При этом наружное кольцо будет воспринимать нагрузку лишь ограниченным участком. Такой вид нагружения называется местным.
При циркуляционном нагружении колец подшипников на вал и в корпус выбираются в зависимости от значения интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности кольца.
r=2; d=35; D=72; B=17; (мм)
Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:
(1, стр.814):
где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=17-2·2=13 —рабочая ширина кольца подшипника, мм;
=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках (=1) (1, стр. 814).
.
Заданным условиям соответствует поле допуска сопрягаемого с подшипником вала k6(1, табл. 4.92, с.818). Подберем посадку для наружного кольца подшипника(1, табл. 4.84, с.821). Примем посадку H7 .
r=2; d=45; D=85; B=19; (мм).
Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:
где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=19-2·2=15 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;
=1,8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках (=1) (1, стр. 814).
.
Заданным условиям соответствует поле допуска сопрягаемого с подшипником вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .
r=2; d=40; D=80; B=18; (мм).
Предварительно рассчитываем интенсивность нагрузки подшипника:
где R=10000 – радиальная реакция опоры, Н; b=B-2r=18-2·2=14 — рабочая ширина кольца подшипника, мм;
=1.8– динамический коэффициент посадки; F=1 – коэффициент, учитывающий степень ослабления натяга при полом вале или тонкостенном корпусе; – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки в двухрядных подшипниках (=1) (1, стр. 814).
.
Заданным условиям соответствует поле допуска сопрягаемого с подшипником вала k6. Подберем посадку для наружного кольца подшипника. Примем посадку H7 .
Итоговые данные по выбору и расчету посадок подшипников качения.
|
Подшипник |
, кН/м |
Выбранное поле |
Сопрягаемые детали |
|||||||||
|
Допуски формы и расположения поверхностей, мкм |
Ra, мкм |
|||||||||||
|
Вала d |
Отверстие корпуса D |
Вала |
Отверстия корпуса |
Вала |
Отв. корпуса |
|||||||
|
Размеры с предельными отклонениями, мм |
||||||||||||
|
Класс точности |
d |
D |
B |
|||||||||
|
5 |
35-0,08 |
72-0,009 |
17-0.08 |
1385 |
k6 |
H7 |
2 |
7 |
2 |
15 |
0.63 |
1.25 |
|
5 |
45-0,08 |
85-0,01 |
19-0.12 |
1200 |
k6 |
H7 |
2 |
7 |
2 |
15 |
0.63 |
1,25 |
|
5 |
40-0.08 |
80-0.01 |
18-0.12 |
1285 |
k6 |
H7 |
2 |
7 |
2 |
15 |
0.63 |
1,25 |
Данные допусков формы и расположения поверхностей ([4], табл. 8,6, 8,8 стр.249).
Данные шероховатости ([1], 2т., табл.4.87, стр.824).
Данные предельных отклонений взяты из ([1], 2т., табл.4.70, 4.72, стр.806).
3. Выбор посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия
3.1. Выбор посадок для соединений «крышки подшипников – корпус»
Соединение буртика крышки подшипника с корпусом должно быть выполнено с зазором. В случае глухой крышки это соединение можно считать неответственным. Крышка со сквозным отверстием должна обрабатываться по более высокому квалитету, чем глухая, и более точно центрироваться. Это необходимо для надежной работы сальника или иного защитного уплотнения ([1], 1т., стр.300).
Для крышки со сквозным отверстием посадка
Общим для всех закладных крышек является посадка выступа крышки в пазу корпуса, которую принимают H11/h11.
3.2. Выбор посадок для соединения «втулка – вал».
Так как втулка расположена на ответственном участке вала, то посадка его на вал зависит от посадки соседней детали на вал, поэтому выбираем посадку H7/h7, а там где расположена на не ответственном участке посадка Н9/d9
Итоговые данные по выбору посадок для гладких цилиндрических соединений методом подобия.
|
Обознач. соед. на сб. чертеже |
Наимен. соед. |
Посадка |
Предельные отклонения и допуски, мкм |
Предельные зазоры и натяги, допуски посадок, мкм |
||||||||||
|
Отверстие |
Вал |
|||||||||||||
|
ES |
EI |
TD |
es |
ei |
Td |
Smin |
Smax |
TS |
Nmin |
Nmax |
TN |
|||
|
80 |
Корпус– крышка со сквозным отверстием |
+30 |
0 |
30 |
0 |
-30 |
30 |
0 |
60 |
60 |
- |
- |
- |
|
|
80 |
Корпус– закладная крышка |
+190 |
0 |
190 |
-100 |
-290 |
190 |
100 |
480 |
380 |
- |
- |
- |
|
|
72 |
Корпус– закладная крышка |
+190 |
0 |
190 |
-100 |
-290 |
190 |
100 |
480 |
380 |
- |
- |
- |
|
|
35 |
Втулка-вал |
+25 |
0 |
25 |
0 |
-25 |
25 |
0 |
50 |
50 |
- |
- |
- |
|
|
45 |
Втулка-вал |
+25 |
0 |
25 |
0 |
-25 |
25 |
0 |
50 |
50 |
- |
- |
- |
|
|
45 |
Втулка-вал |
+62 |
0 |
62 |
-80 |
-142 |
62 |
142 |
204 |
62 |
- |
- |
- |
Тип посадки рассматриваемых соединений определяется характером заданной нагрузки. Поскольку для узла задана нагрузка c сильными толчками и вибрацией, перегрузка до 300%, следует применять переходную посадку. Эти посадки обеспечивают быструю и лёгкую свинчиваемость, в том числе при небольшом загрязнении резьбовых деталей или имеющих на рабочих поверхностях антикоррозионные покрытия.
Принимаем длину свинчивания N = мм (1, табл. IV.2, c.984), где d – номинальный диаметр резьбы, мм.
Выбираем с переходную посадку 3H6H/2m (1, табл. IV.7, c.987), как предпочтительную.
Итоговые данные по выбору посадок.
|
Наименование деталей |
Номинальные размеры параметров резьбы, мм |
Предельные отклонения диаметров резьбы, мкм |
Допуск, мкм |
|
|
Верхнее отклонение |
Нижние отклонение |
|||
|
Болт |
М6×1 – 2m |
-26 |
-206 |
180 |
|
Гнездо в корпусе (гайка) |
М6×1 – 3H6H |
+236 |
0 |
236 |
Обозначение метрической резьбы на чертеже:
5. Выбор шпонки
Шпоночные соединения предназначены для соединения валов между собой с помощью специальных устройств (муфт), а также для соединения с валами различных тел вращения (зубчатых колес).
Стандартизированы шпонки с призматическими, сегментными и клиновыми шпонками. В соответствии с диаметрами валов, на которые устанавливаются шпонки, определяются все её параметры.
Посадка первой шпонки с пазом вала 10 шпонки с пазом втулки 10.
Посадка второй шпонки с пазом вала 14 шпонки с пазом втулки 14 .
Длину шпонки выбираем из ряда ([4], 1т, стр.211) .
|
Диаметр вала, мм |
Размеры сечения шпонки |
Глубина паза, мм |
Интервалы длин шпонок, мм |
Длина шпонки из ряда |
|||
|
вала |
втулки |
||||||
|
b |
h |
от |
до |
||||
|
св.30 до 38 |
10 |
8 |
5,0 |
3,3 |
22 |
110 |
40 |
|
св.44 до 50 |
14 |
9 |
5,5 |
3,8 |
36 |
160 |
50 |
Выбор степеней точности зубчатого колеса
По степени точности зубчатые колеса и передачи подразделяются в порядке убывания точности на 12 степеней. При выборе степеней точности зубчатого колеса учитывается назначение передачи, режим ее работы, требования к надежности и долговечности и т.п. Все показатели точности сгруппированы в три нормы: норму кинематической точности, норму плавности работы и норму контакта зубьев. Т.к. по условию необходима «бесшумность работы», то мы должны будем выбрать степень точности, необходимую для точного вращения зубчатой передачи.
В зависимости от окружной скорости выбираем степень кинематической точности равную 7 (нормальная), так как , [2, Пр. 6, табл. 2].
Расчет бокового зазора и выбор вида сопряжения
Гарантированный боковой зазор находится по формуле [3, стр. 873]:
где V – толщина слоя смазки между зубьями;
– межосевое расстояние;
и – коэффициенты линейного расширения материала колеса и корпуса;
и – отклонение температур колеса и корпуса от 20°С;
– угол профиля исходного контура, [3, стр. 837].
Величина толщины слоя смазки зависит от способа смазывания и окружной скорости колес. Ориентировочно ее можно определить по формуле [3, стр. 873]:
где m – модуль зубчатого колеса, мм.
мм
Межосевое расстояние определим по формуле:
,
где d1 и d2 – начальные диаметры шестерни и колеса.
мм; мм.
где z1 = 40 и - число зубьев шестерни и колеса.
мм.
Определяем: мкм
Из условия выбираем вид сопряжения зубьев С [2, Пр. 6, табл. 4], для которого мкм.
Наибольший боковой зазор, получаемый между зубьями в передаче не ограничен стандартом. Принимаем вид допуска соответствующий виду сопряжения, т.е. виду сопряжения С соответствует вид допуска с.
Наибольший боковой зазор определяется по формуле:
,
где TH1 = 70 мкм и TH2 = 80 мкм – соответственно допуск на смещение контура колес зубчатой передачи [3, табл 5.18];
2fa = 2∙50 = 100 мкм – алгебраическая разность верхнего и нижнего отклонений межосевого расстояния зубчатой передачи [2, Пр. 6, табл. 4].
Определяем :
мкм.
7. Определение допусков и предельных отклонений размеров, входящих в размерную цепь
7.1. Расчет размерной цепи методом на максимум-минимум
7.1.1. Составляем размерную цепь
7.1.2. Находим значение :
Определяем, какие из составляющих звеньев размерной цепи являются увеличивающими, а какие уменьшающими (1. стр. 552).
Увеличивающие звенья – Б3.
Уменьшающие звенья – Б1 , Б2 , В1 , Б4
В качестве зависимого звена принимаем Б3.
Составим основное уравнение размерной цепи (1. стр. 559) и определим номинальный размер замыкающего звена Б∆:
,
где Б1, Б2, …, Бm+n – номинальные значения всех звеньев размерной цепи;
ξ1, ξ2, ξm+n – коэффициенты, характеризующие расположение звеньев по величине и направлению или передаточные отношения.
Номинальный размер замыкающего звена Б∆ определяется по следующей формуле (1, стр. 560):
Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев, кроме зависимого звена, по формуле (1, с.561):
,
где ТБ∆ - допуск замыкающего (исходного) звена, мкм;
ТВ – допуск ширины кольца подшипника;
к1 – число подшипников, размер В которых входит в размерную цепь;
i – значения единиц допуска составляющих звеньев.
Применим способ допусков одного квалитета, так как все составляющие цепь размеры могут быть выполнены с допуском одного квалитета. Значения i выбираем из (1, табл.3.3, с.564).
ТБ∆ = 320 мкм,
ТВ1= 120 мкм,
iБ1 = 1,31 мкм,
iБ2 = 1,56 мкм,
iБ3 = 2,9 мкм,
iБ4 = 2,17 мкм,
По (1, табл. 1.8, с.43) принимаем 6-й квалитет.
ТБ1 = 13 мкм,
ТБ2 = 16 мкм,
ТБ4 = 22 мкм,
ТВ1 = 120 мкм, (стандартизированное изделие).
Допуск зависимого звена определяем по формуле:
,
где ТБj – допуски составляющих звеньев.
Устанавливаем предельные отклонения размеров составляющих звеньев, кроме зависимого звена.
Б3 – охватывающий размер, а Б1, Б4 и Б2 – охватываемые. Соответственно предельные отклонения для них назначаются как для основного отверстия и основного вала.
|
Звено размерной цепи |
Предельные отклонения, мкм |
|
|
ES |
EI |
|
|
Б1 |
0 |
-13 |
|
Б2 |
0 |
-16 |
|
Б4 |
0 |
-22 |
|
B1 |
0 |
-120 |
; ,
мкм,
мкм,
мкм,
мкм,
мкм.
Координата середины поля допуска зависимого звена входящего в число увеличивающих звеньев определяется по формуле:
,
где - координаты середин полей допусков увеличивающих звеньев размерной цепи;
- координаты середин полей допусков уменьшающих звеньев размерной цепи.
;
мкм; мкм.
Расчет размерной цепи вероятностным методом
Порядок расчета размерных цепей теоретико-вероятностным методом тот же, что и методом по максимум-минимум.
Условия для расчёта размерной цепи вероятностным методом следующие:
- процент риска принят р=0,27%
- кривая рассеяния действительных размеров звеньев цепи имеет нормальный закон распределения
- центр группирования действительных отклонений размеров звеньев цепи совпадает со средними отклонениями табличных полей допусков размеров.
Определяем среднее число единиц допуска ac составляющих звеньев, кроме зависимого звена, по формуле (1, стр.583):
мкм,
По таблице (1, табл. 1.8 с.43) принимаем 10-й квалитет.
ТБ1 = 84 мкм,
ТБ2 = 100 мкм,
ТБ4 = 140 мкм,
ТВ1= 120 мкм, (стандартизированное изделие).
Допуск зависимого звена определяем по формуле:
мкм,
Б3 – охватывающий размер, а Б1, Б2, Б4 и В1 – охватываемые. Соответственно предельные отклонения для них назначаются как для основного отверстия и основного вала.
|
Звено размерной цепи |
Предельные отклонения, мкм |
|
|
ES |
EI |
|
|
Б1 |
0 |
-84 |
|
Б2 |
0 |
-100 |
|
Б4 |
0 |
-140 |
|
B1 |
0 |
-120 |
мкм,
мкм,
мкм,
мкм,
мкм.
Координата середины поля допуска зависимого звена входящего в число увеличивающих звеньев определяется по формуле:
,
где - координаты середин полей допусков увеличивающих звеньев размерной цепи;
- координаты середин полей допусков уменьшающих звеньев размерной цепи.
Определяем предельные отклонения зависимого звена по формуле:
;
мкм; мкм.
Данные расчёта размерной цепи.
|
Метод расчёта |
Замыкающее звено цепи Б∆ |
Составляющие звенья цепи Бj с указанием их предельных отклонений |
Зависимое звено Б3 |
|||
|
Б1 |
Б2 |
Б4 |
В |
|||
|
Максимум- минимум |
||||||
|
Вероятностный метод |
Калибры для шлицевого вала
Шлицевые соединения используются при необходимости передачи больших крутящих моментов, обеспечения большого сопротивления усталости, а также обеспечения высокой точности центрирования и направления. В зависимости от профиля зубьев шлицевые соединения делятся на прямобочные, эвольвентные и треугольные.
Центрирование по боковым сторонам зубьев используется при передачи знакопеременных нагрузок, больших передаточных нагрузок и при реверсивном движении. При данном методе обеспечивается наибольшее равномерное распределение нагрузки между зубьями, однако не обеспечивается высокая точность центрирования.
Различают шлицевые соединения с прямым и эвольвентным профилем зуба. Для шлицевых прямобочных соединений предусмотрено три вида центрирования: по наружному диаметру D (рис. 1, б); по внутреннему диаметру d (рис. 1, в) и по боковым поверхностям зубьев b (рис. 1, г). На чертежах эти соединения показывают условным обозначением вида центрирования и полей допусков после номинальных размеров.
Рис 1. Схемы центрирования шлицевого прямобочного соединения. (б-по D; в-по d; г-по b).
Для контроля размеров шлицевой втулки и шлицевого вала применяют поэлементные и шлицевые комплексные калибры. Комплексными калибрами контролируют не только размеры шлицевых валов и втулок, но и отклонения расположения поверхностей и формы.
Шлицевый калибр - пробка с помощью направляющих вводится в отверстие контролируемой шлицевой втулки. Втулка годна, если калибр - пробка входит в отверстие шлицевой втулки.
Шлицевый калибр - кольцо имеет гладкую направляющую и шлицевую части. Калибр - кольцо на контролируемый вал надевают гладкой направляющей частью. Вал годен, если кольцо проходит по шлицевому валу.
Расчет исполнительных размеров шлицевого комплексного калибра – пробки для контроля шлицевой втулки
По ГОСТ 25347-82 определяем предельные отклонения параметров шлицевой втулки.
d=56
; .
Найдем предельные размеры шлицевой втулки (мм):
мм;
мм;
мм;
мм.
По ГОСТ 7951-80 «Калибры для контроля шлицевых прямобочных соединений» определяем допуски и величины на исполнительные размеры шлицевого калибра-пробки:
мм, мм, Yb=0,018мм,
мм, мм, YD=0,015мм.
Тогда исполнительные размеры шлицевого калибра-пробки (мм):
Наружный диаметр:
Рис. 2. Поле допуска диаметра калибра – пробки
Внутренний нецентрирующий диаметр:
;
Толщина зуба:
=
Рис. 3. Поле допуска размера калибра – пробки
Рис. 4. Нецентрирующий диаметр
Расчет исполнительных размеров комплексного калибра – кольца для контроля шлицевого вала
;
Найдем предельные размеры шлицевого вала (мм):
мм;
мм
мм.
мм
По ГОСТ 7951-80 «Калибры для контроля шлицевых прямобочных соединений» определяем допуски и величины на исполнительные размеры шлицевого калибра-кольца:
мм, мм, Y1b=0,018мм,
мм, мм, Y1D=0,015мм.
Тогда исполнительные размеры шлицевого калибра-пробки (мм):
Наружный диаметр:
мм;
мм
мм
мм
Внутренний диаметр:
мм;
Рис. 5. Поле допуска диаметра калибра – кольца
Толщина зуба:
мм;
мм;
мм;
мм.
Рис.6. Поле допуска диаметра калибра – кольца
Рис. 7. Нецентрирующий диаметр
Для шлицевых прямобочных соединений предусмотрено три вида центрирования: по наружному диаметру D, по внутреннему диаметру d и по боковым поверхностям зубьев b.
Для контроля размеров шлицевой втулки и шлицевого вала применяют калибры. Шлицевой калибр-пробка с помощью направляющих вводится в отверстие контролируемой шлицевой втулки. Втулка годна, если калибр-пробка входит в отверстие шлицевой втулки.
Шлицевой калибр-кольцо имеет гладкую направляющую и шлицевую части. Калибр-кольцо на контролируемый вал надевают гладкой направляющей частью. Вал годен, если кольцо проходит по шлицевому валу.
Запишем отклонения поля допуска калибра-пробки, калибра – кольца в таблицу 12.
Таблица 1
|
H7 |
ESD =+0,03 |
h7 |
esD=0 |
|
EID =0 |
eiD=-0,03 |
||
|
F8 |
ESb =+0,035 |
f7 |
esb=-0,013 |
|
EIb =+0,013 |
eiD=-0,028 |
Приборы давления
Измерение давления необходимо для управления технологическими процессами и обеспечения безопасности производства. Кроме того, этот параметр используется при косвенных измерениях других технологических параметров: уровня, расхода, температуры, плотности и т. д. В системе СИ за единицу давления принят паскаль (Па).
В большинстве случаев первичные преобразователи давления имеют неэлектрический выходной сигнал в виде силы или перемещения и объединены в один блок с измерительным прибором. Если результаты измерений необходимо передавать на расстояние, то применяют промежуточное преобразование этого неэлектрического сигнала в унифицированный электрический или пневматический. При этом первичный и промежуточный преобразователи объединяют в один измерительный преобразователь.
Измерение давления является одним из самых главных видов измерений в любых отраслях промышленности. Надежность измерения этого параметра гарантирует безопасность и целостность установки, а также требуется во многих процессах учета расхода жидкостей, измерения абсолютного и дифференциального давления в коррозионных и абразивных средах. Для измерения давления используют манометры, вакуумметры, мановакуумметры, напоромеры, тягомеры, тягонапоромеры, датчики давления , дифманометры.
Классификация приборов для измерения давления по типу чувствительного элемента
По виду упругого чувствительного элемента пружинные приборы делятся на следующие группы:
1) приборы с трубчатой пружиной, или собственно пружинные (рис. 1а,б);
2) мембранные приборы, у которых упругим элементом служит мембрана (рис. 1в), анероидная или мембранная коробка (рис. 1г,д), блок анероидных или мембранных коробок (рис. 1е,ж);
3) пружинно-мембранные с гибкой мембраной (рис. 1з);
4) приборы с упругой гармониковой мембраной (сильфоном) (рис. 1к);
5) пружинно-сильфонные (рис. 1и).
Рис. 1. Типы пружинных устройств
Классификация приборов для измерения давления и разрежения
Приборы для измерения давления подразделяются на:
а) манометры – для измерения абсолютного и избыточного давления;
б) вакуумметры – для измерения разряжения (вакуума);
в) мановакуумметры – для измерения избыточного давления и вакуума;
г) напоромеры – для измерения малых избыточных давлений (верхний предел измерения не более 0,04 МПа);
д) тягомеры – для измерения малых разряжений (верхний предел измерения до 0,004 МПа);
е) тягонапорометры – для измерения разряжений и малых избыточных давлений;
ж) дифференциальные манометры – для измерения разности давлений;
з) барометры - для измерения барометрического давления атмосферного воздуха.
Действие пружинных приборов основано на измерении величины деформации различного вида упругих элементов. Деформация упругого чувствительного элемента преобразуется передаточными механизмами того или иного вида в угловое или линейное перемещение указателя по шкале прибора.
Наиболее широко применяются приборы (манометры, вакуумметры, мановакуумметры и дифманометры) с одновитковой трубчатой пружиной. Основная деталь прибора с одновитковой трубчатой пружиной — согнутая по дуге окружности трубка эллиптического или плоскоовального сечения (рис. 2). Одним концом трубка заделана в держатель, оканчивающийся ниппелем с резьбой для присоединения к полости, в которой измеряется давление. Внутри держателя есть канал, соединяющийся с внутренней полостью трубки (рис. 2).
Если в трубку подать жидкость, газ или пар под избыточным давлением, то кривизна трубки уменьшится, и она распрямляется; при создании разрежения внутри трубки кривизна ее возрастает, и трубка скручивается. Так как один конец трубки закреплен, то при изменении кривизны трубки ее свободный конец перемещается по траектории, близкой к прямой, и при этом воздействует на передаточный механизм, который поворачивает стрелку показывающего прибора.
Свойство изогнутой трубки некруглого сечения изменять величину изгиба при изменении давления в ее полости является следствием изменения формы сечения. Под действием измеряемого давления внутри трубки эллиптическое или плоскоовальное сечение, деформируясь под действием силы
F=P*S,
где S=площадь воздействия давления, приближается к круговому сечению (малая ось эллипса или овала увеличивается, а большая уменьшается).
Рис. 2. Схема трубчатой пружины (а) и ее эллиптическое (б), плоскоовальное (в) поперечные сечения: 1 — трубка; 2 — держатель
Устройство и принцип действия грузопоршневого манометра МП -60
Грузопоршневые манометры в основном применяются для градуировки и поверки различных видов пружинных манометров, так как отличаются высокой точностью и широким диапазоном измерений — от 0,098 до 980 МН/м2 (1—10000 кгс/см2).
Принцип действия грузопоршневых манометров следующий. На поршень, свободно движущийся в цилиндре, действуют две силы: сила от давления жидкости, с одной стороны, и сила тяжести положенных на поршень грузов - с другой.
Образцовый грузопоршневой манометр (рис. 3) состоит из колонки, укрепленной на станине прибора. В колонке имеется вертикальный цилиндрический канал, в котором движется пришлифованный поршень, несущий на верхнем конце тарелку для установки грузов. Верхняя часть колонки снабжена воронкой для сбора масла, просачивающегося через зазор между поршнем и цилиндром.
В станине высверлен горизонтальный канал, в расширенной части которого движется посредством винтового штока поршень 7, уплотненный манжетами. Канал в станине соединяется с каналом колонки и каналами двух бобышек, предназначенных для укрепления поверяемых манометров. Кроме того, с каналом станины соединен канал воронки 8, которая служит для заполнения системы маслом.
Рис. 3. Схема образцового поршневого манометра:
1 — колонка; 2— поршень; 3 и 5 — воронки; 4 — бобышки;
5 — канал; 6 — тарелка; 7 — поршень; 9 и 13 —вентили
Каналы для отсоединения их от канала станины снабжены игольчатыми вентилями 9—12. Назначение вентиля 13 — спуск масла из прибора. Максимальное давление, создаваемое грузами, 4,90 МН/м2 (50 кгс/см2). Для поверки манометров на большее давление пользуются поршневым прессом, отсоединив от прибора поршневую колонку 1 вентилем 10. В качестве прибора сравнения применяют образцовый пружинный манометр: его присоединят к одной из бобышек 4, а поверяемый прибор — к другой бобышке.
Требования к специальным приборам для измерения давления
1) герметичность внутренних деталей манометров, находящихся под высоким давлением, для исключения выброса измеряемой среды в атмосферу;
2) наличие в приборах для измерений высоких давлений защитных средств от перегрузки. Например, для защиты от односторонних перегрузок применяются сдвоенные сильфоны, с сообщающимся каналом, полости которых заполнены практически несжимаемой жидкостью;
3) точность зубчато-секторного передаточного механизма в приборах с трубчатой пружиной;
4) отсутствие остаточной деформации элементов в пружинных приборах;
5) наличие аварийных датчиков, реагирующих на резкое аварийное повышение давления [1].
Заключение
Закреплены теоретические знания по дисциплине в целом, приобретены практические навыки в области проектирования и конструирования машин и механизмов по вопросам размерного анализа конструкции узла, расчёта размеров, входящих в размерные цепи, обоснованного выбора посадок и точности типовых соединений и геометрических параметров машин, правильного, а именно в соответствии с указаниями стандартов ЕСКД, оформления точности требований на сборочных чертежах и чертежах деталей.
Список используемой литературы
1. Допуски и посадки. Справочник в 2-х ч. Под ред. В.Д. Мягкова. Издание шестое, переработанное и дополненное,– 1-ая часть, 1982, издание пятое, переработанное и дополненное, - 2-ая часть,1979. Л.: Машиностроение. Ленингр. отделение.
2. Гузенков П.Г. Детали машин, издание третье, переработанное и дополненное. Москва «Высшая школа», 1982.
3. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. Учебник для вузов, шестое издание переработанное и дополненное. Москва «машиностроение», 1986.
4. Курмаз Л.В., Скойбеда А.Т. Детали машин, проектирование. Учебное пособие, Минск, 2001.