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
ЗМІСТ
|
Вступ………………………………………………………………………... 1 Загальні положення……………………………………………………… 1.1 Мета і обсяг курсової роботи ………………………………………… 1.2 Зміст графічної частини курсової роботи……………………………. 1.2.1 Загальні правила……………………………………………………... 1.2.2 Зміст графічної частини……………………………………………... 1.3 Вказівки по виконанню матеріалів пояснювальної записки………... 1.3.1 Титульний лист………………………………………………………. 1.3.2 Індивідуальне завдання……………………………………………… 1.3.3 Зміст…………………………………………………………………... 1.3.4 Вступ………………………………………………………………….. 1.3.5 Зміст основної частини пояснювальної записки…………………... 1.3.6 Висновки……………………………………………………………... 1.4 Правила оформлення пояснювальної записки………………………. 1.4.1 Загальні правила…………………………………………………….. 1.4.2 Оформлення формул………………………………………………… 1.4.3 Оформлення ілюстрацій…………………………………………….. 1.4.4 Оформлення таблиць………………………………………………… 1.4.5 Перелік літературних джерел……………………………………….. 1.4.6 Додатки……………………………………………………………….. 2 Функціональне призначення вузла та принцип його роботи. Обґрунтування призначення посадок…………………………….............. 2.1 Функціональне призначення вузла та принцип його роботи……… 2.2 Обґрунтування призначення посадок………………………………... 3 Розрахунок та вибір посадок гладких з’єднань………………………... 3.1 Розрахунок і вибір посадок в підшипниках ковзання……………….. 3.1.1 Особливості посадок з зазором……………………………………... 3.1.2 Алгоритм розрахунку посадки з зазором…………………………... 3.1.3 Приклад розрахунку посадки з зазором…………………………… 3.2 Розрахунок і вибір перехідних посадок……………………………… 3.2.1 Особливості перехідних посадок…………………………………… 3.2.2 Алгоритм розрахунку перехідної посадки………………………… 3.2.3 Приклад розрахунку перехідної посадки………………………….. 3.3 Розрахунок і вибір посадок з натягом ……………..………………… 3.3.1 Особливості посадок з натягом……………………………………... 3.3.2 Алгоритм розрахунку посадок з натягом…………………………... 3.3.3 Приклад розрахунку посадки з натягом…………………………… 4 Розрахунок та проектування калібрів для контролю гладких циліндричних виробів……………………………......................................... 4.1 Призначення та область застосування граничних калібрів…………. 4.2 Розміри і допуски калібрів…………………………………………….. 4.3 Алгоритм розрахунку виконавчих розмірів гладких калібрів……… 4.4.Матеріали та маркування калібрів……………………………………. 4.5 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібрів………………… 4.6 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібру-скоби та контркалібру……………..…………………………………………………. 5 Розрахунок і вибір посадок підшипників кочення…………………….. 5.1 Загальна характеристика підшипників кочення……………………... 5.2 Допуски і посадки підшипників кочення…………………………….. 5.3 Алгоритм розрахунку та вибору посадок підшипників кочення…… 5.4 Приклад розрахунку та вибору підшипників кочення……………… 6 Призначення і розрахунок посадок для кріпильних різьбових з’єднань……………………………………………………………………... 6.1 Загальна характеристика різьбових з’єднань………………………… 6.2 Допуски і посадки різьбового з’єднання……………………………... 6.3 Алгоритм розрахунку основних параметрів різьбового з’єднання… 6.4 Приклад розрахунку посадки для різьбового з’єднання…………… 7 Вибір та розрахунок посадок для шпонкових з’єднань……………….. 7.1 Загальна характеристика шпонкових з’єднань………………………. 7.2 Допуски і посадки шпонкових з’єднань……………………………… 7.3 Алгоритм розрахунку посадок для шпонкових з’єднань…………… 7.4 Приклад розрахунку посадки шпонкового з’єднання……………….. 8 Вибір та розрахунок посадок для шліцьових з’єднань……………….. 8.1 Загальна характеристика шліцьових з’єднань……………………….. 8.2 Допуски і посадки прямобічних шліцьових з’єднань……………….. 8.3 Алгоритм розрахунку посадок для шліцьових з’єднань……………. 8.4 Приклад розрахунку посадок шліцьового з’єднання………………... 9 Розрахунок розмірних ланцюгів………………………………………... 9.1 Основні поняття і визначення………………………………………… 9.2 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму…... 9.3 Розв’язання прямої задачі……………………………………………... 9.4 Приклад розрахунку розмірного ланцюга…………………………… 10 Розрахунок точності циліндричних зубчатих коліс………………….. 10.1 Основні поняття та визначення……………………………………… 10.2 Алгоритм розрахунку точності зубчатого колеса…………………. 10.3 Приклад розрахунку циліндричного зубчатого колеса……………. 11 Вимоги до виконання робочих креслень деталей……………….…… 11.1 Правила і рекомендації по призначенню допусків і граничних відхилень……………………………………………………………………... 11.1.1 Граничні відхилення розмірів……………………………………... 11.1.2 Допуски форми і розташування…………………………………… 11.2 Технічні вимоги на кресленнях……………………………………… 11.3 Призначення допусків форми, розташування і шорсткості поверхонь для виконання робочих креслень валів……………………….. 11.3.1 Загальні вимоги до вибору допусків форми і розташування……. 11.3.2 Призначення допусків форми і розташування поверхонь……….. 11.3.3 Призначення параметрів шорсткості……………………………... Перелік посилань…………………………………………………………... Глосарій……………………………………………………………………… Додатки……………………………………………………………………... |
6 7 7 7 7 8 8 8 9 9 9 9 10 10 10 11 12 12 12 13 14 14 14 15 15 16 18 23 27 27 28 30 33 34 35 39 44 44 46 47 50 50 51 53 53 54 54 56 59 59 60 61 62 64 64 65 66 67 70 71 72 73 74 76 76 78 79 82 85 85 90 92 95 95 97 97 98 98 98 98 99 101 103 104 |
ВСТУП
Майбутні інженери машинобудівних підприємств розв’язують одну з основних проблем машинобудування – підвищення якості машин. Розв’язання цієї проблеми в значній мірі залежить від рівня підготовки фахівців щодо точності виготовлення машин, взаємозамінності, стандартизації і технічного вимірювання.
Вивчення допусків, посадок різних типів з’єднань, технічних вимірювань є основою, за допомогою якої принципи взаємозамінності здійснюються на практиці.
Питання взаємозамінності, стандартизації і технічних вимірювань безпосередньо пов'язані з якістю машин, їх надійністю і довговічністю. Тому спеціалістам, які працюють у машинобудівних галузях, ремонтних підприємствах, які експлуатують сучасну техніку, потрібно гарно знати систему допусків і посадок, вміти її кваліфіковано застосовувати та провадити контроль параметрів точності і шорсткості деталей сучасними вимірювальними засобами.
Внаслідок виконання курсової роботи з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання» студенти повинні набути навичок роботи з системою допусків і посадок, освоїти принципи її побудови і методику застосування, методи і засоби контролю, вміти пра вильно добирати і призначати параметри точності механізмів та деталей машин, а також проектувати типові контрольно-вимірювальні пристрої.
Даний навчальний посібник студенти можуть використовувати в процесі виконання курсової роботи, під час підготовки до лекційних, практичних занять і в позаурочний час для самостійного вивчення навчального матеріалу.
1 ЗАГАЛЬНІ ПОЛОЖЕННЯ
Виконання курсової роботи з дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання” є підсумковим етапом вивчення дисципліни студентами машинобудівних та механічних спеціальностей. В процесі виконання курсової роботи студенти одержують і закріплюють навички використання теоретичних знань на практиці.
Кожен студент виконує індивідуальне завдання, яке містить:
Для виконання курсової роботи студенту пропонується частина складального креслення вузла. Перед початком роботи студенту необхідно зрозуміти будову і принцип дії складальної одиниці, призначення окремих її частин і деталей. Номінальні розміри деталей повинні бути узгоджені з рядом нормальних лінійних розмірів по ГОСТ 6639-95.
Курсова робота складається: з розрахунково-пояснювальної записки (ПЗ) обсягом 30-35 сторінок машинописного тексту на аркушах формату А4 (додатки до вказаного обсягу не входять), та графічної частини 1-2 листи формату А1.
Пояснювальна записка містить такі частини:
- титульний аркуш;
- індивідуальне завдання;
- зміст.
- Основну частину
- вступ;
- суть роботи;
- висновки;
- перелік літературних джерел.
- Додатки.
1.2.1 Загальні правила
Графічна частина курсової роботи виконується на листах, розміри яких відповідають міждержавному стандарту ГОСТ 2301-68:
Посилання на графічну частину виконують за формою: «…наведено на кресленні 08-26.ВСТВ.015.00.000СК».
Кожен графічний документ повинен мати своє унікальне позначення відповідно до рекомендацій методичного кабінету ВНТУ (додаток Г).
Позначення документів вказують на титульних листах та на графічній документації.
1.2.2.Зміст графічної частини
Складальне креслення механізму
Складальне креслення механізму виконується згідно з вимогами міждержавного стандарту ГОСТ 2.109-73. На кресленні вказують габаритні та інші необхідні розміри. Складальне креслення (додаток Д1) виконують на листах формату А1 або А2.
На складальному кресленні на всі види з’єднань проставляються номінальні розміри з’єднання та посадки, які вибирають з стандартних рекомендованих або встановлених в результаті розрахунку.
Робочі креслення
З складального креслення механізму необхідно відповідно до індивідуального завдання накреслити робочі креслення наступних деталей (за вибором викладача):
- деталь типу «Ступінчатий вал» (додаток Д2);
- зубчате колесо (додаток Д3);
- деталь типу «Кришка» (додаток Д4);
- деталь типу «Втулка» (додаток Д5).
Робочі креслення деталей вузла виконують на окремих форматах, які об’єднують в один аркуш (допускається не об’єднувати). На кожному форматі креслять тільки одну деталь в необхідній кількості проекцій.
На кресленнях деталей вказують:
- необхідну кількість проекцій, наносять розміри, які потрібні для виготовлення деталі;
- граничні відхилення номінальних розмірів високої точності вказуються для кожного розміру, граничні відхилення, які повторюються низької точності на креслення не наносять, а вказують в технічних вимогах;
- числові значення допусків форми та розташування поверхонь;
- допустиму шорсткість поверхонь деталей в відповідності з ГОСТ 2.309-95;
- види обробки, матеріал і сортамент деталей.
1.3 Вказівки по виконанню матеріалів пояснювальної записки
1.3.1 Титульний лист
Титульний аркуш – це перша сторінка курсової роботи, яка в загальну кількість аркушів ПЗ не входить. Титульний аркуш виконується за встановленим зразком згідно з діючим стандартом на текстову конструкторську документацію (ДСТУ 3008-95).
Для курсової роботи титульний аркуш виконується без рамки.
Зразок виконання титульного аркушу курсової роботи наведено в Додатку А.
Індивідуальне завдання (Додаток Б) виконане на спеціальному бланку кафедри і затверджене завідувачем кафедри видається керівником курсової роботи на початку семестру. Індивідуальне завдання в перелік змісту не входить і є другою сторінкою після титульного аркушу.
Зміст розташовують після індивідуального завдання. До змісту включають вступ, назви розділів і підрозділів основної частини, висновки, перелік посилань, назви додатків.
Зміст за нумерацією ПЗ є третьою сторінкою. Нумерація сторінок повинна бути наскрізна. До змісту включають всі заголовки (без змін), які є в документі і в додатках за формою (ДСТУ 3008-95)
В додатку В наведено зразок орієнтовного переліку змісту складових частин пояснювальної записки.
Вступ пишуть з нової пронумерованої сторінки з заголовком “ВСТУП” посередині рядка (ДСТУ 3008-95) великими літерами (тип шрифту – напівжирний).
Текст вступу повинен бути коротким і висвітлювати питання актуальності, значення, сучасний рівень і призначення курсової роботи.
Вступ висвітлює: стан проблеми в даній галузі, до якої має відношення розробка; галузь використання та призначення; мету та загальну постановку задачі; актуальність, яка повинна подаватись в останньому абзаці вступу, з метою стислого викладання суті розробки.
Кількість сторінок вступу не повинна перевищувати 1– 2 сторінок.
Основна частина роботи містить усі необхідні розробки та обґрунтування прийнятих рішень, які супроводжуються відповідними розрахунками (в тому числі з допомогою ЕОМ), ілюстраціями, посиланнями на літературні джерела.
Функціональне призначення вузла та принцип його роботи. Обґрунтування призначення посадок.
Розділ містить опис функціонального призначення вузла та принципу його роботи. Для кожного з’єднання обґрунтовується попереднє призначення посадок. Посадки призначаються із рекомендованих для даних з’єднань.
Розрахунок і вибір посадок.
Дається загальна характеристика призначення даних посадок. На початку розрахунку вказують мету та задають вхідні дані для розрахунку , згідно свого варіанту. Розрахунок посадок виконують по алгоритму. Обов’язково вказуються формули та пояснення до їх складових, посилання на формули. Всі розрахунки необхідно приводити в записці.
По кожному з розділів роблять висновок про відповідність посадок вибраних в результаті розрахунків попередньо призначеним.
Схеми розташування полів допусків різних видів з’єднань.
Після проведених розрахунків креслять схеми розташування полів допусків спряжених деталей (додатки Д6 і Д7), та фрагменти складального креслення, які розміщують в додатку або на окремому листі графічної частини. На схемі вказуються числові значення відхилень, граничних розмірів, допусків та всіх необхідних характеристик посадок. Результати розрахунку рекомендується зводити в таблицю.
Розрахунок допусків розмірів, які входять в розмірні ланцюги
На основі аналізу конструкції механізму складається розмірний ланцюг та вибирається метод його рішення і проводяться необхідні розрахунки. Результати розрахунків розмірного ланцюга враховуються під час виконання робочого креслення валу.
Висновки оформлюють з нової пронумерованої сторінки посередині рядка (ДСТУ 3008-95) великими літерами, тип шрифту – напівжирний.
Висновки є заключною частиною, підсумком прийнятих рішень під час виконання курсової роботи, де визначаються шляхи подальшого удосконалення прийнятих рішень. Вказують значення виконаної роботи для виробництва і перспективи реалізації роботи.
В тексті пояснювальної записки рекомендується приводити висновки до кожного розділу, оскільки вони є самостійними рішеннями.
1.4 Правила оформлення пояснювальної записки
1.4.1 Загальні правила
При оформлені текстової частини пояснювальної записки до курсової роботи необхідно дотримуватись вимог за ДСТУ 3008-95.
Відступи від країв аркуша: зверху, знизу і зліва – 20 мм; справа – 10 мм. Абзац – 12,5 мм. Міжрядковий інтервал – одинарний.
Нумерація сторінок в правому верхньому кутку, починаючи зі змісту.
Заголовки структурних частин, розділів виконують великими літерами посередині рядка напівжирним шрифтом, всі інші з абзацу малими літерами починаючи з великої. Слово «Додатки» – малими літерами з першою великою посередині рядка. Запис літературного джерела: «ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ» [17].
Кожен розділ рекомендується починати з нової сторінки.
Розділи нумерують порядковими номерами в межах всього документа (1, 2 і т.д.). Після номера крапку не ставлять, а пропускають один знак.
Підрозділи нумерують в межах кожного розділу, пункти в межах підрозділу і т.д. за формою (1.1, 1.2, 1.2.1 і т.д.). Цифри, які вказують номер, не повинні виступати за абзац.
Посилання в тексті на розділи виконується за формою: „...наведено в розділі 3”.
1.4.2 Оформлення формул
Кожну формулу записують з нового рядка, симетрично до тексту. Між формулою і текстом пропускають один рядок.
Умовні буквені позначення (символи) в формулі повинні відповідати установленим у міждержавному стандарті ГОСТ 1494-77. Їх пояснення наводять у тексті або одразу під формулою. Для цього після формули ставлять кому і записують пояснення до кожного символу з нового рядка в тій послідовності, в якій вони наведені у формулі, розділяючи їх крапкою з комою. Перший рядок повинен починатися з абзацу і слова „де” без будь-якого знака після нього [17].
Всі формули нумерують в межах розділу арабськими числами. Номер вказують в круглих дужках з правої сторони, в кінці рядка, на рівні закінчення формули. Номер формули складається з номера розділу і порядкового номера формули в розділі, розділених крапкою. Дозволяється виконувати наскрізну нумерацію в межах всього документа.
Приклад
Таким чином, визначаємо питомий тиск у підшипнику
(1.1)
де R – навантаження на підшипник;
l – довжина підшипника ;
D – номінальний діаметр з'єднан ня.
Одиницю виміру, при необхідності, вміщують в квадратні дужки.
Числову підстановку і розрахунок виконують з нового рядка не нумеруючи. Одиницю виміру вміщують в круглі дужки. Наприклад,
Посилання на формули в тексті дають в круглих дужках за формою: „...в формулі (2.1)”; „...в формулах (2.3,..., 2.7)”.
1.4.3 Оформлення ілюстрацій
Для пояснення викладеного тексту рекомендується його ілюструвати графіками, кресленнями, фрагментами схем. Розміщують ілюстрації в тексті або в додатках.
В тексті ілюстрацію розміщують симетрично до тексту після першого посилання на неї або на наступній сторінці, якщо на даній вона не уміщується.
Всі ілюстрації в пояснювальній записці називають рисунками і позначають під ілюстрацією симетрично до неї за такою формою: „Рисунок 3.5 – Найменування рисунка”. Крапку в кінці не ставлять, знак переносу не використовують. Якщо найменування довге, то його продовжують у наступному рядку під найменуванням.
На всі ілюстрації в тексті пояснювальної записки мають бути посилання. Посилання виконують за формою: „...показано на рисунку 3.1” або в дужках за текстом (рисунок 3.1), на частину ілюстрації: „...показні на рисунку 3.2, б”. Посилання на раніше наведені ілюстрації дають з скороченим словом “дивись” відповідно в дужках (див. рисунок 1.3) [17].
ДСТУ 3008-95 допускає скорочення, тобто замість „Рисунок…” – „Рис…”.
Між ілюстрацією і текстом пропускають один рядок.
Нумерують ілюстрації в межах розділів, вказуючи номер розділу і порядковий номер ілюстрації в розділі розділяючи крапкою. Дозволяється наскрізна нумерація в межах всього документа.
Якщо частини ілюстрації не вміщуються на одній сторінці, то їх переносять на наступні сторінки. Під початком ілюстрації вказують повне її позначення, а під продовженням позначають „Рисунок 3.2” (продовження).
1.4.4 Оформлення таблиць
Таблицю розміщують симетрично до тексту після першого посилання на даній сторінці або на наступній, якщо на даній вона не вміщується.
ДСТУ 3008-95 пропонує такий запис таблиці:
Таблиця 1 – Назва таблиці
На всі таблиці мають бути посилання за формою: „...наведено в таблиці 3.1”, „...в таблицях 3.1-3.5” або в дужках по тексту (таблиця 3.6). Посилання на раніше наведену таблицю за формою (див. таблицю 2.4) [17].
1.4.5 Перелік літературних джерел
Список літератури для курсової роботи оформлюють з заголовком "ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ" з нової пронумерованої сторінки, посередині.
Список літератури повинен включати тільки ті літературні джерела, які використовувалися в курсовій роботі.
Посилання на літературу наводять в квадратних дужках, вказуючи порядковий номер за списком [17]. В списку кожну літературу записують з абзацу і нумерують арабськи ми числами. Літературу записують мовою, якою вона видана.
Форми запису літератури:
1. Прізвище І. Б. Назва книги. - Місце видання: Видавництво, Рік.- Число сторінок.
2. Назва книги / І.Б. Прізвище.(декілька авторів)- Місце видання: Видавництво, Рік.- Число сторінок.
3. ГОСТ 6636.78. Ряды линейных (диаметров, длин, высот, глубин и др.). – М.: Издательство стандартов, 1981. - 6 с.
Ілюстрації, таблиці, текст допоміжного характеру, схеми можна оформляти у додатках.
Додатки оформлюють як продовження документа на його наступних сторінка, розташовуючи в порядку посилань на них у тексті пояснювальної записки.
Кожен додаток необхідно починати з нової сторінки вказуючи зверху посередині рядка слово „Додаток” і через пропуск його позначення. Додатки позначають послідовно великими українськими літерами [17].
Кожен додаток повинен містити тематичний (змістовий) заголовок, який записують посередині рядка малими літерами починаючи з великої.
Ілюстрації, таблиці, формули нумерують в межах кожного додатка, вказуючи його позначення: „Рисунок Б3 – Найменування”; „Таблиця В5 – Найменування”.
Посилання на додатки в тексті ПЗ дають за формою: „...наведено в додатку А”, „...наведено в таблиці В5” або (додаток Б); (додатки К, Л).
Нумерація аркушів документа і додатків, які входять до його складу повинна бути наскрізна.
Всі додатки включають у зміст, вказуючи номер, заголовок і сторінки з яких вони починаються.
2 ФУНКЦІОНАЛЬНЕ ПРИЗНАЧЕННЯ ВУЗЛА ТА ПРИНЦИП
ЙОГО РОБОТИ. ОБГРУНТУВАННЯ ПРИЗНАЧЕННЯ ПОСАДОК
2.1 Функціональне призначення вузла та принцип його роботи
Приводиться аналіз роботи механізму по складальному кресленню (додаток Д1). Попередньо складається специфікація (додаток Д10), де вказуються номера позицій всіх деталей складального креслення, яка розміщується в додатку до курсової роботи.
Приклад аналізу складального креслення (див. додаток Д1). Крутний момент через клинопасову передачу від двигуна передається на шків 7, що встановлений за допомогою шпонки на конічному кінці шліцьового вала 10. Шліцьовий вал 10 змонтовано в корпусі на підшипниках ковзання 8. На шліцьовому валу 10 встановлено зубчатий блок 9, що передає обертальний рух на вал 2. Зубчаті колеса 3, 4 і 5, що входять в зачеплення з зубчатим блоком 9, встановленні на валу 2, змонтованому в корпусі на підшипниках кочення 6. Зубчате колесо 3 з'єднане з валом 2 за допомогою шпонки, а зубчаті колеса 4 і 5 встановлені з натягом на валу 2. З'єднуючи зубчатий блок 9 з однією із шестерень 3, 4 або 5, вал 2 одержуватиме три різні частоти обертання. Якісне функціонування вузла забезпечується величиною ланок А1 і А2 .
Під час аналізу роботи механізму (додаток Д1), для кожного з з’єднань проводиться обґрунтування призначення посадок. В подальших розрахунках курсової роботи порівнюють попередньо призначені посадки з прийнятими розрахунковими.
Один з прикладів обґрунтування призначення посадок.
Кришки 12, 14, 21 з’єднанні з корпусом 1 за допомогою посадки з зазором , які рекомендовані для такого типу з’єднання. Втулка 20 (підшипник ковзання ) з’єднана з валом 10 за допомогою посадки з зазором , яка визначена в процесі розрахунків. Зубчасті колеса 3 та 11 з’єднанні з валами 2 і 10 перехідною посадкою за допомогою вільного шпонкового з’єднання для забезпечення роз’ємного і точного центрування з’єднання.
Обґрунтування здійснюється для кожного типу з’єднання, які є на складальному кресленні по номерам позицій.
3 РОЗРАХУНОК ТА ВИБІР ПОСАДОК ГЛАДКИХ З’ЄДНАНЬ
3.1 Розрахунок і вибір посадок (fit) в підшипниках ковзання
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в підшипниках ковзання наведені в таблиці 3.1, які містять наступні параметри:
Таблиця 3.1 – Вихідні дані розрахунку посадки в підшипниках ковзання
|
№ варіанту |
Діаметр d1, мм |
Навантаження R, Н |
Частота обертання n, oб/хв |
Робоча температура tроб,С |
Марка мастила |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
1 |
40 |
500 |
1590 |
65 |
Т30 |
|
2 |
38 |
650 |
1700 |
55 |
Т46 |
|
3 |
62 |
1200 |
2060 |
60 |
АС-6 |
|
4 |
90 |
1800 |
1650 |
70 |
АС-8 |
|
5 |
41 |
1450 |
1480 |
55 |
Ткп |
|
6 |
52 |
3000 |
1300 |
60 |
К-12 |
|
7 |
65 |
4100 |
1260 |
65 |
АС-10 |
|
8 |
75 |
5000 |
840 |
75 |
К-19 |
|
9 |
83 |
850 |
790 |
60 |
ТК |
|
10 |
98 |
1000 |
2400 |
65 |
И-70А |
|
11 |
18 |
900 |
2150 |
70 |
И-5А |
|
12 |
24 |
750 |
1280 |
75 |
Л |
|
13 |
37 |
1200 |
1750 |
55 |
МВП |
|
14 |
46 |
2500 |
1420 |
60 |
И-8А |
|
15 |
43 |
600 |
1300 |
65 |
И-12К |
|
16 |
36 |
550 |
950 |
70 |
И-25А |
|
17 |
47 |
850 |
710 |
70 |
И-30 |
|
18 |
58 |
1200 |
1100 |
75 |
Т22 |
|
19 |
45 |
1800 |
880 |
65 |
К-12 |
|
20 |
36 |
1500 |
1500 |
55 |
К-19 |
|
21 |
32 |
3000 |
2000 |
75 |
ТК |
|
22 |
26 |
1450 |
1450 |
60 |
И-70А |
|
23 |
20 |
700 |
1280 |
65 |
И-5А |
|
24 |
64 |
650 |
1100 |
70 |
И-8А |
|
25 |
52 |
700 |
1000 |
55 |
Л |
|
26 |
34 |
680 |
950 |
70 |
И-12К |
|
27 |
29 |
540 |
2430 |
60 |
Т |
Продовження таблиці 3.1
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
28 |
35 |
970 |
1200 |
75 |
Т30 |
|
29 |
43 |
1930 |
870 |
60 |
Т46 |
|
30 |
51 |
2100 |
1050 |
70 |
АС-6 |
3.1.1 Особливості посадок з зазором (clearance fit)
Посадки з зазором застосовуються для рухомих і нерухомих з'єд нань. В таких посадках передбачається гарантований зазор, необхід ний для свободи переміщення деталей, розміщення шару мастила, забезпечення простоти складання та розбирання механізмів, взаємного переміщення деталей, компенсації температурних деформацій, а також компенсації похибок форми і взаємного роз ташування поверхонь і осей.
Найбільш відповідальними рухомими з'єднаннями є підшипники ковзання, які працюють в умовах рідинного тертя. Для забезпечення довговічності необхідно, щоб при сталому режимі підшипники працювали з мінімальним зносом. Це досягається при рідинному терті, коли поверхні деталей, які обертаються повністю розділені шаром мастила. Найбільшого розповсюдження набули гідродинамічні підшипники (hydrodynamic bearings). В стані спокою вал в підшипнику лежить на нижній твірній (рисунок 3.1 а) і практично повністю витісняє мастило в зоні максимального зближення поверхонь. З’єднання має максимальний ексцентриситет і односторонній (розташований зверху) діаметральний зазор.
В процесі обертання вала в підшипнику мастило, внаслідок в’язкості, отримує деяку швидкість і нагнітається в клинову порожнину, яка поступово звужується. В результаті виникає гідродинамічний тиск, який прагне розклинити поверхні вала та підшипника. Вал дещо піднімається і зміщується в сторону обертання (рисунок 3.1 б). Для сталого режимі роботи з’єднання з зазором, який заповнений мастилом, буде продовжуватись насосна дія масляного клина і вал буде “плавати” в змащувальному матеріалі. Дана умова в кожному окремому випадку (в залежності від розмірів і матеріалів деталей, які з’єднуються, навантаження, швидкості, температури, марки мастила, режимів роботи та інше) буде спостерігатися лише в певному інтервалі зазорів.
Діаметральний зазор в підшипнику, який працює, поділяється на дві нерівні частини. Менша визначає зазор (товщину мастильного шару) в місці найбільшого зближення – h, інша, зазор на протилежній стороні – Н=S-h. Залежність товщини мастильного шару від зазору (рисунок 3.2) показує, що в кожному з’єднанні існує оптимальне значення зазору Sопт, при якому товщина мастильного шару найбільша ( тобто найменші втрати на тертя і висока надійність роботи), а значення функціональних зазорів Smin, і Smax, в з’єднанні при hmin ще й забезпечує рідинне змащування.
а) б)
Рисунок 3.1 – Схема роботи підшипника ковзання (а – в стані спокою, б – для сталого режиму роботи)
В підшипнику з початковим зазо ром Smin, товщина мастильного шару h по мірі збільшення зазору спо чатку збільшується, а потім зменшується аж до розриву мастильної плівки і порушення режиму рідинного тертя.
Рисунок 3.2 – Залежність величини мастильного шару від значення зазору у з’єднанні
Положення вала при сталому режимі роботи визначається абсолютним і відносним ексцентриситетами (рис.3.1). Найменша товщина мастильного шару hmin (в місці найбільшого зближення) пов’язана з відносним ексцентриситетом залежністю
(3.1)
Для забезпечення рідинного тертя необхідно, щоб мікронерівності вала і цапфи підшипника не контактували в процесі роботи підшипника, тобто шар мастила не мав розривів. Це забезпечується умовою
де – шорсткість (roughness) відповідно внутрішньої поверхні підшипника і цапфи валу;
Δф, Δр – поправки, які враховують вплив похибок форми і розташування цапфи і поверхні підшипника;
Δзг – поправка, яка враховує вплив згину валу;
– добавка, на нерозрив ність мастильного шару, що враховує відхилення від прийнятого режиму роботи (навантаження, швидкості, деформацію та інші), = (2…3) мкм.
В практичних розрахунках мінімальну товщину мастильного шару визначають за формулою
, (3.2)
де k – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару (k ≥ 2);
- шорсткість поверхні підшипника і цапфи валу відповідно;
З рисунка 3.2 видно, що точкам 1 і 2, які отримані при перетині прямої з кривою h = f (S), відповідає мінімально допустима товщина мастиль ного шару [hmin], це дозволяє визначити значення мінімального [Smin] і максимального [Smax] за зорів, за яких умови рідинного тертя ще зберігаються. Тому для забезпечення мінімально необхідної товщини мастильного шару гра ничні значення зазорів посадки, що вибирається, повинні відповідати основній умові
Smin ≥ [Smin], Smax ≤ [Smax],
де Smin, Smax - відповідно мінімальний і максимальний зазори стандартних посадок, вибраних у відповідності з ГОСТ 25347-89 – “Граничні зазори в посадках з зазором при розмірах від 1-500 мм”.
3.1.2 Алгоритм розрахунку посадки з зазором
Для підшипника ковзання, який працює в умовах рідинного тертя за відомих значень діаметра і дожини контакту підшипника – d і l (див. рисунок 3.3), навантаження на підшипник – R, частоти обертання валу – n, динамічної в’язкості – та марки мастила, необхідно визначити значення граничних зазорів і вибрати стандартну посадку. Розрахунки рекомендується вести в такій послідовності.
1) Для визначення середнього питомого тиску у гідродинамічних підшипниках використовують залежність
, (3.3)
де μ – динамічна в’язкість мастила при робочій температурі підшипника, Н∙с/м2;
ω – кутова швидкість цапфи, рад/с;
S – діаметральний зазор, м;
D – номінальний діаметр спряження, м;
CR – безрозмірний коефіцієнт навантаження підшипника, який залежить від відношення l/D і χ;
l – довжина підшипника, м;
χ – відносний ексцентриситет, який пов’язаний залежністю з величиною товщини мастильного шару h.
Середній питомий тиск у підшипнику можна визначити по спрощеній формулі
, [Н/м2], (3.5)
де R – навантаження на підшипник, (Н);
l – довжина з'єднан ня поверхонь підшипника з валом, (м);
dн – номінальний діаметр з'єднан ня (м).
Рисунок 3.3 – Розрахункова схема визначення допустимих зазорів
2) Визначається мінімальна товщина мастильного шару за формулою (3.2).
Рекомендації по нормуванню шорсткості поверхні наведені в таблиці Ж1 (додаток Ж).
3) Правиль ність призначення температури роботи підшипника перевіряється тепловим розрахунком. Робоча температура підшипника повинна бути не вище 60...750 C. Відповідно з прийнятою температурою tn і маркою мастила визначається його динамічна в'язкість:
, (3.5)
де - динамічна в'язкість при tn=500С (додаток Ж, таблиця Ж2).
4) Положення вала під час сталого режиму роботи визначається абсолютним і відносним ексцентриситетами. Найменша товщина мастильного шару hmin (в місці найбільшого зближення) пов’язана відносним ексцентриситетом залежністю (3.1).
Для визначення значення максимального і мінімального відносного ексцентриситету визначають величину А, яка дорівнює
,
де CR – безрозмірний коефіцієнт навантаження підшипника, який залежить від відношення l/dн і χ;
χ – відносний ексцентриситет, який пов’язаний залежністю з величиною товщини мастильного шару h.
Значення залежить від співвідношення l/dн (додаток Ж, таблиця Ж3).
Після розрахунків мінімальної допустимої величини мастильного шару [hmin] за формулою (3.2), визначають величину Аh
. (3.6)
Якщо відомо частота обертання валу n, кутова швидкість дорівнює
. (3.7)
[Smах] = . (3.8)
Графік зміни величини А від χ зображений на рисунку 3.4, де показана зона надійної роботи підшипника, тобто зона при χmin.
По розра хованому значенню коефіцієнта і спів відношенню (одна із кривих графіка 3.4) знаходимо точки перети ну прямої, яка відповідає значенню з кривою графіка. Цим точкам перетину відповідають значення відносних ексцентриситетів min і max, при яких товщина мастильно го шару мінімальна .
Рисунок 3.4 – Графік для визначення відносних ексцентриситетів min і max
6) Визначення значення мінімального допустимого зазору відбувається по знайденому значенню min (див. пункт 5 алгоритму). Мінімальний допустимий зазор
[Smin]=. (3.9)
Коли значення min виявляється меншим 0,3, то мінімальний граничний зазор [Smin] дорівнюватиме:
[Smin]=2,857 [hmin] (3.10)
де Аx - точка перетину з кривою співвід ношенням l/dH для =0,3 (рисунок 3.4).
7) Визначають допоміжну умову, яка передбачає, що середній зазор Sc в посадці повинен приблизно дорівнювати оптимальному Sопт. Оптимальний зазор розраховують по формулі:
(3.11)
Значення Аопт та опт відповідають найвищій точці кривої з співвідношенням l/dн (рисунок 3.4).
8) Для забезпечення мінімально необхідної товщини мастильного шару гра ничні значення зазорів посадки, що вибирається, повинні відповідати основній умові
Smin ≥ [Smin], Smax ≤ [Smax],
де Smin, Smax - відповідно мінімальний і максимальний зазори стандартних вибраних посадок.
По таблицям допусків і посадок ГОСТ 25347-89 вибираються всі посадки за значенням [Smin] та [Smах], щоб виконувалась основна умова. Посадки аналізуються та приймається лише одна із них за таких міркувань:
- надається перевага використання посадок в системі отвору (hole system fit), тому всі посадки в системі валу (shaft system fit) не беремо до уваги (крім випадків, коли на даній ступені валу є декілька спряжень, тоді перевага надається системі валу);
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (Рисунок Д 11) Для розрахунку основних характеристик використовують ГОСТ 25347-89.
Якщо для даних умов на якому-небудь етапі задача не розв'я зується, дозволяється коригувати вихідні данні, тобто змі нювати в певних межах числові значення наступних параметрів , Ra , l/d.
Результати розрахунків заносять в таблицю 3.2. Розрахунок приводять тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносять в таблицю 3.2.
Таблиця 3.2 –Основні характеристики посадок з зазором
|
Діаметр |
Призначена посадка |
Граничні відхилення |
Граничні розміри |
Допуск |
Граничні зазори |
||||||||
|
отвору |
вала |
отвору |
вала |
отвору |
вала |
||||||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
Dmax |
Dmin |
dmax |
dmin |
TD |
Td |
Smax |
Smin |
||
3.1.3 Приклад розрахунку посадки з зазором
Для підшипника ковзання, який працює в умовах рідинного тертя при відомих значеннях діаметра і дожини контакту підшипника – dH = 26мм і l = 26мм, навантаження на підшипник – R =80H , кількості обертів за хвилину – n = 400 об/хв, та марки мастила И-50А, необхідно визначити значення граничних зазорів і вибрати стандартну посадку.
1 Визначаємо середній питомий тиск в підшипнику за формулою [2]
[Н/м2]
де R - навантаження на підшипник (Н);
l - довжина з'єднан ня поверхонь вала і отвору (м);
dH - номінальний діаметр з'єднан ня (м).
(H/м2).
2 Визначаємо допустиму мінімальну товщина мастильного шару за формулою [2]:
,[мкм]
де – c висота нерівностей відповідно поверхні валу і підшипника;
– добавка на нерозрив ність мастильного шару, що враховує відхилення навантаження, швидкості, деформацію та інші, = (2…3) мкм;
К ≥ 2 – коефіцієнт запасу надійності по товщині мастильного шару.
Рекомендації по нормуванню шорсткості поверхні приведені в [4].
Приймаємо висоту мікронерівностей відповідно до 7 квалітету RaD = Rad = 0.63 мкм, К = 2, =2
2(40,63+40,63+2)=14,1мкм=14,110-6 (м).
3 В нашому випадку для марки мастила И-5А при tn=500С коефіцієнт динамічної в’язкості =43∙10-3
4 Розраховуємо значення коефіцієнту Ah по формулі:
,
де - кутова швидкість вала (с-1).
Коли відомо число обертів валу за хвилину n, кутова швидкість дорівнює:
, [c-1]
За даними, частота обертання валу n = 400 об/хв., тоді кутова швидкість буде дорівнювати
(c-1).
5 Визначаємо мінімальний допустимий зазор
[Smin] = 2,857 [hmin] [мкм]
Значення Аx визначається при співвід ношенні l/dH =1 і =0,3, тоді
Ax =0,44
6 Визначаємо максимальний допустимий зазор
[Smах] = , [мкм]
По графіку і значенню Аh = 0,278 аналогічно пункту знаходимо максимальний відносний ексцентриситет max =0.9 і розраховуємо максимальний допустимий зазор :
7 Визначаємо допоміжну умову, яка передбачає, що середній зазор Sc в посадці повинен приблизно дорівнювати оптимальному Sопт. Оптимальний зазор розраховуємо по формулі:
[мкм]
Значення Аопт та опт визначаємо по графіку які відповідають найвищій точці кривої з співвідношенням l/dн , опт = 0,45, Аопт = 0,47 при l/dн =1.
8 За таблицями допусків і посадок [2] вибираємо всі посадки за [Smin] і [Smах], щоб виконувалась основна умова
Smin = > [Smin],
Smах = <[Smax].
В нашому випадку це такі посадки:
Ø26 D8/h6, Ø26 H7/d8, Ø26 D8/h7,
Ø26 D9/h8, Ø26 H8/d8, Ø26 D8/h8.
В ЄСДП переважне використання надається системі отвору, тому всі посадки в системі валу не беремо до уваги. З посадок, які залишилися вибираємо рекомендовану посадку
Для вибраної посадки основна умова:
Smin = 65 мкм > [Smin] = 64 мкм;
Smах =131 мкм <[Smax] = 281 мкм,
9 Розрахунок основних характеристик вибраної посадки
Визначаємо максимальний та мінімальний граничні розміри для отвору
Dmax = DH + ES = 26+ 0.039 = 26.039 (мм);
Dmin = DH + EI = 26 + 0 = 26 (мм).
Визначаємо допуск для отвору
TD = Dmax – Dmin = 26.039 – 26 = 0.039 (мм).
Визначаємо максимальний та мінімальний граничні розміри для валу
dmax = dH + es = 26 + (- 0.065) = 25.935 (мм);
dmin = dH + ei = 26 + (- 0.098) = 25.902 (мм).
Визначаємо поле допуск для валу
Td = dmax – dmin = 25.935 – 25.902 = 0.033 (мм).
Визначаємо максимальний граничний зазор
Smax = Dmax – dmin = 26.039 – 25.902 = 0.137 (мм).
Визначаємо мінімальний граничний зазор
Smin = Dmin dmax = 26 – 25.935 = 0.065 (мм).
Визначаємо допуск посадки
Ts = Smax – Smin = 0.137 – 0.065 = 0.072 (мм).
Результати розрахунків заносимо в таблицю 3.2. Для інших типових з'єднань розрахунки приводяться в таблиці 3.2.
Будуємо схему розміщення полів допусків для посадки з зазором (рисунок Д11)
3.2. Розрахунок і вибір перехідних посадок (transition fit)
Вихідні дані для розрахунку перехідної посадки наведені в таблиці 3.3.
Таблиця 3.3 – Вихідні дані для розрахунку перехідних посадок
|
№ варіанту |
Тип посадки |
№ варіанту |
Тип посадки |
№ варіанту |
Тип посадки |
|
1 |
Н7/js6 |
11 |
K7/h6 |
21 |
M8/h7 |
|
2 |
N7/h6 |
12 |
H7/m6 |
22 |
H7/n6 |
|
3 |
H7/k6 |
13 |
H6/js5 |
23 |
H8/js7 |
|
4 |
Js8/h7 |
14 |
K8/h7 |
24 |
M7/h7 |
|
5 |
H7/m6 |
15 |
H6/m5 |
25 |
H6/n5 |
|
6 |
K8/h7 |
16 |
H8/m7 |
26 |
H8/k7 |
|
7 |
H7/n6 |
17 |
N6/h6 |
27 |
Js7/h6 |
|
8 |
M8/h7 |
18 |
H8/n7 |
28 |
H6/m5 |
|
9 |
H8/js7 |
19 |
H7/Js6 |
29 |
H8/m7 |
|
10 |
M7/h6 |
20 |
Js8/h7 |
30 |
H7/js6 |
3.2.1 Особливості перехідних посадок
Перехідні посадки застосовуються для нерухомих роз'ємних з'єднань, що вимагають по характеру роботи точного центрування дета лей або вузлів. При необхідності передачі навантаження ці з'єднання використовуються з допоміжним кріпленням. Характерна особливість перехідних посадок - можли вість одержання незначних зазорів або натягів. При наявності натягів з'єднання відбуваються з застосуванням невеликих зусиль вручну або за допомогою механічних пристроїв.
Вказані особливості перехідних посадок, пов'язані з незнач ними зазорами та натягами і легкістю збирання - розбирання, обумов люють їх використання тільки з відносно точними квалітетами (finish): вали – 4-7 квалітети, отвори – 5-8. Отвір, як правило, приймають на один квалітет грубіше за вал. Для утворення полів допусків посадок використовують основні відхилення Js(js), K(k), M(m), N(n). Перехідні посадки зазвичай вибирають аналогічно відомим, добре працюючим з'єднанням. Розрахунок вибраної посадки частіше всього зводиться до визначення ймовірності одержання зазорів і натягів в з’єднанні [1]. Розрахунки, що виконуються в основному як перевірочні, містять:
- розрахунок максимального зазору за радіальним биттям деталі;
- імовірності отримання зазорів та натягів у з’єднанні;
- міцності деталей;
- зусилля складання за максимальним натягом.
Трудомісткість складання та розбирання з’єднань з перехідними посадками, як і характер цих посадок, залежить від імовірності отримання в них натягів та зазорів. При розрахунку імовірності отримання натягів та зазорів покладено ряд припущень:
- розсіювання дійсних розмірів деталей підлягає закону нормального розподілу;
- теоретичне розсіювання дорівнює допуску деталі;
- центр розсіювання співпадає із серединою поля допуску.
Із теорії імовірності відомо, що якщо дійсні розміри (аctual dimensions) підлягають закону нормального розподілу, то і посадки, що утворюються внаслідок їх довільних сполучень, також визначаються цим же законом. Центр групування посадки знаходять шляхом алгебраїчного додавання відповідних центрів групувань полів допусків деталей, а величину розподілу – шляхом квадратичного додавання середніх квадратичних відхилень дійсних розмірів. Розподіл натягів та зазорів буде підлягати нормальному закону, а імовірність їх отримання визначається за допомогою інтегральної функції Лапласа Ф(z).
3.2.2 Алгоритм розрахунку перехідної посадки
1) Для призначеної в завданні посадки визначаються основні характеристики:
- максимальний та мінімальний натяги
(3.12)
де - верхнє (upper) та нижнє (lower) граничні відхилення (deviation) отвору відповідно;
- верхнє та нижнє граничні відхилення валу відповідно.
Значення граничних відхилень вибирають за ГОСТ 25347-89 – "Граничні зазори і натяги в перехідних посадках при розмірах від 1-500мм".
Тоді, середній натяг
(3.13)
- поле допуску отвору та вала відповідно TD і Td
(3.14)
(3.15)
Після розрахунків будують схему розташування полів допусків перехідної посадки (додаток Д12) .
2) Розрахунок середнього квадратичного відхилення отвору D і валу d
(3.16)
Будують криву розподілу натягів-зазорів для даної посадки на основі нормального розподілу (рисунок 3.5). Центром групування є середнє значення Nс, а граничні значення - 3п. Не заштрихована площа характеризує ймовірність отримання з’єднань з натягом.
Рис. 3.5 – Крива розподілу натягів-зазорів
(3.17)
4) Знаходять імовірності отримання натягів в межах від 0 до Nc, тобто площу, обмежену лінією симетрії кривої Гауса та ординатою, розташованою на відстані Nc від лінії симетрії. Імовірність натягів від 0 до Nc знаходять із таблиці значень функції Лапласа Ф(z) при [1] або таблиці Ж4 (додаток Ж):
при z 0
при z 0
Процент з’єднань з натягом буде дорівнювати
.
5) Визначають імовірність отримання зазорів у з’єднанні
.
Процент з’єднань з зазором буде дорівнювати
.
6) Знаходять імовірнісний максимальний натяг та максимальний зазор:
(3.18)
(3.19)
Всі розраховані значення (допусків, граничних натягів-зазорів, імовірнісних максимального натягу та максимального зазорів) наносять на криву розподілу натягів-зазорів (рисунок 3.5).
Таким чином, імовірнісні зазори та натяги Sім, Nім повинні бути значно меншими за граничні зазори та натяги Smax, Nmax. Результати розрахунку заносимо до таблиці 3.4.
Розрахунок приводимо тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю 3.4.
Таблиця 3.4 – Основні характеристики перехідних посадок
|
Діаметр |
Призначена посадка |
Граничні відхилення |
Граничні розміри |
Допуск |
Граничні зазори |
||||||||
|
отвору |
вала |
отвору |
вала |
отвору |
вала |
||||||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
Dmax |
Dmin |
dmax |
dmin |
TD |
Td |
Smax |
Nmax |
||
3.2.3 Приклад розрахунку перехідної посадки
Розрахувати очікувані при складанні частки з’єднань з натягом та з зазором, тобто імовірність натягу та зазору для посадки
Ø
1 Визначаємо натяги :
Максимальний та мінімальний натяги, мкм:
Середній натяг
(мкм). (3.20)
2 Визначаємо допуски:
- отвору
(мкм);
- вала
(мкм).
3 Визначаємо середнє квадратичне відхилення посадки за формулою:
(мкм).
4 Визначаємо границю інтегрування
.
5 Будуємо криву розподілу для даної посадки (рис.3.6).
Рисунок 3.6 – Крива розподілу натягів-зазорів для посадки Ø
6 Знаходимо імовірність отримання натягу в межах від 0 до Nс=11 мкм з таблиць значень інтегральної функції імовірності Лапласа Ф(z), при z = 1,46.
[1].
7 Імовірність отримання в з’єднанні натягів визначаємо за формулою при z 0:
,
або
8 Імовірність зазорів визначається за формулою:
,
або
9 Значення PN та PS відповідають:
PNтабл. = (99,1 – 99,6)%;
PSтабл. = (0,9 – 0,4)%.
10 Максимальний ймовірний натяг:
(мкм).
Максимальний ймовірний зазор:
(мкм).
Таким чином, ймовірнісні зазори та натяги Sім, Nім значно менші за граничні зазори та натяги Smax, Nmax.
11 Розрахунок параметрів перехідної посадки :
Максимальні та мінімальні граничні розміри отвору
Dmax = ES + D = 0,039 + 40 = 40,039 (мм);
Dmin = EI + D = 0 + 40 = 40 (мм).
Допуск отвору
TD = ES - EI = 0,039 – 0 = 0,039 (мм).
Максимальні та мінімальні граничні розміри вала
dmax = es + d = 0,048 + 40 = 40,048 (мм);
dmin = ei + d = 0,013 + 40 =40,013 (мм).
Допуск вала
Td = dmax – dmin = 40,048 – 40,013 = 0,035 (мм).
Максимальний зазор
Smax = Dmax – dmin = 40,039 – 40,013 = 0,026 (мм).
Максимальний натяг
Nmax = dmax – Dmin = 40,048 – 40 = 0,048 (мм).
Допуск посадки
TS (N) = Nmax + Smax = 0,048 + 0,026 = 0,074 (мм).
Результати розрахунків заносимо в таблицю 3.4. Для інших типових з'єднань розрахунки теж приводяться в таблиці 3.4.
Будуємо схему розміщення полів допусків для перехідної посадки (додаток Д, рисунок Д12).
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки з натягом приведені в таблиці 3.5, які містять наступні параметри:
– матеріал втулки та вала.
Таблиця 3.5 – Вихідні дані для розрахунку посадок з натягом
|
№ варіанту |
Навантаження |
Матеріал втулки |
Матеріал валу |
Шорсткість втулки RaD, мкм |
Шорсткість валу Rad, мкм |
|
|
М, Н м |
Р, Н |
|||||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
1 |
1750 |
- |
Сталь 45 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
2 |
240 |
- |
Сталь 40 |
Сталь 45 |
10 |
6,3 |
Продовження таблиці 3.5
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
3 |
- |
22000 |
Сталь 30 |
Сталь 45 |
3,2 |
1,6 |
|
4 |
255 |
- |
Сталь 30 |
Сталь 30 |
6,3 |
3,2 |
|
5 |
- |
14500 |
Сталь 25 |
СЧ-28 |
6,3 |
3,2 |
|
6 |
12 |
5500 |
Сталь 30 |
Сталь 25 |
3,2 |
1,6 |
|
7 |
- |
12000 |
Сталь 30 |
Сталь 40 |
3,2 |
1,6 |
|
8 |
345 |
- |
Сталь 35 |
Сталь 35 |
6,3 |
3,2 |
|
9 |
- |
55000 |
Сталь 25 |
Сталь 40 |
6,3 |
3,2 |
|
10 |
14 |
3000 |
Сталь 50 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
11 |
295 |
- |
Сталь 35 |
Сталь 45 |
10 |
3,2 |
|
12 |
15 |
3200 |
Сталь 45 |
Сталь 45 |
3,2 |
1,6 |
|
13 |
650 |
- |
Сталь 40 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
14 |
- |
23000 |
Сталь 30 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
15 |
16 |
2700 |
Сталь 30 |
Сталь 30 |
3,2 |
1,6 |
|
16 |
195 |
- |
Сталь 25 |
СЧ-28 |
3,2 |
1,6 |
|
17 |
75 |
35000 |
Сталь 30 |
Сталь 25 |
6,3 |
3,2 |
|
18 |
1450 |
- |
Сталь 30 |
Сталь 40 |
3,2 |
1,6 |
|
19 |
- |
13500 |
Сталь 35 |
Сталь 35 |
3,2 |
1,6 |
|
20 |
- |
11000 |
Сталь 25 |
Сталь 40 |
3,2 |
1,6 |
|
21 |
285 |
- |
Сталь 50 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
22 |
1100 |
- |
Сталь 35 |
Сталь 45 |
10 |
6,3 |
|
23 |
1950 |
- |
Сталь 45 |
Сталь 45 |
3,2 |
1,6 |
|
24 |
- |
14000 |
Сталь 40 |
Сталь 45 |
6,3 |
3,2 |
|
25 |
950 |
- |
Сталь 30 |
Сталь 30 |
3,2 |
1,6 |
|
26 |
15 |
4200 |
Сталь 25 |
СЧ-28 |
3,2 |
1,6 |
|
27 |
18000 |
Сталь 30 |
Сталь 25 |
6,3 |
3,2 |
|
|
28 |
9 |
5500 |
Сталь 30 |
Сталь 40 |
10 |
6,3 |
|
29 |
1250 |
- |
Сталь 35 |
Сталь 35 |
10 |
6,3 |
|
30 |
465 |
- |
Сталь 25 |
Сталь 40 |
6,3 |
3,2 |
3.3.1 Особливості посадок з натягом
Посадки з натягом застосовуються для одержання нероз'ємних нерухомих з'єднань, як правило, без додаткового кріплення. Додат кове кріплення застосовується відносно рідко, коли з'єднання навантажені значними крутними моментами або зсуваючими силами.
Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпе чення двох основних умов: гарантувати нерухомість з'єднання, тобто відсутність зміщення з'єднаних деталей під дією зовнішніх наван тажень; забезпечити міцність з'єднаних деталей, тобто виключити можливість їх пластичної деформації.
Виходячи з першої умови, визначають мінімально допустимий натяг [Nmin], необхідний для сприйняття і передачі зовнішніх навантажень; виходячи з другої - максимально допустимий натяг [Nmax], при якому пластичні деформації не наступають.
Порівнюючи одержані значення натягів [Nmin] і [Nmax] з натягами Nmin і Nmax посадок, передбачених стандартом [5], вибирають одну з них, яка відповідає умовам
Nmin [Nmin], Nmax [Nmax].
3.3.2 Алгоритм розрахунку посадок з натягом
1) При відомих значеннях зовнішніх навантажень (Ro або Mк) (рисунок 3.6), розраховується необхідний мінімальний питомий тиск (Н/м2).
Рисунок 3.6 – Розрахункова схема
При дії МК :
; (3.20)
при дії R0
; (3.21)
при спільній дії R0 і Мк
, (3.22)
де R0 – повздовжня осьова сила, яка намагається зсунути одну деталь відносно другої (Н);
МК – крутний момент, який намагається повернути одну деталь відносно іншої (Н∙м);
dн – номінальний діаметр з'єднання (м);
l – довжина контакту поверхонь з'єднання (м);
f – коефіцієнт тертя при сталому процесі розпресування або провертання (додаток Ж, таблиця Ж6).
2) За отриманими значеннями розраховують необхідну величину найменшого розрахункового натягу :
(3.23)
де E1 і Е2 - модулі пружності матеріалів відповідно валу і отвору (Н/м2), (додаток Ж, таблиця Ж7);
С1 і С2 - коефіцієнти Ляме, які роз раховуються за формулами:
; (3.24)
(3.25)
де значення діаметрів d1 і d2 вибирають у відповідності з рисунком 3.6;
і коефіцієнти Пуассона відповідно для матеріалу вала і отвору (додаток Ж, таблиця Ж7).
Для суцільного вала (d1 = 0) маємо C1 = 1 , для масивного корпусу (d2 → ∞) маємо С2 = 1 + (рисунок 3.7).
3) З урахуванням поправок до N′min розраховують величину мінімального допустимого натягу:
, (3.26)
де – поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з‘єднання (м), дорівнює:
Рисунок 3.7 – Розрахункова схема при d1 = 0, d2 = ∞
(3.27)
де RZD i RZd - висота нерівностей профілю по десяти точкам відпо відно поверхонь отвору і валу (м);
RaD i Rad - середнє арифметичне відхилення профілю поверхонь отвору і вала відповідно (додаток Ж, таблиця Ж1);
t – поправка, яка враховує відмінність температури деталей td, tD, температури складання tск та відмінність коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей d , D (м)
де dн - номінальний діаметр з'єднання (м).
Поправка враховується, коли температури деталей різні при складанні і це веде до зменшення натягу.
ц - поправка враховується, коли ослаблення натягу відбуваєть ся під дією відцентрових сил (для великих деталей, що швидко обертаються). Для нашого випадку маємо середню швидкість обертання і невелику вагу деталей, тому можна прийняти ц = 0.
n - поправка враховується, коли ослаблення натягу відбува ється за рахунок повторювальних запресувань. Величина n визна чається експериментальним шляхом.
4) По теорії найбільших дотичних напружень розраховується макси мальний допустимий питомий тиск [Pmax], при якому відсутня пластична деформація на контактних поверхнях деталей. Для подаль ших розрахунків за [Pmax] приймають менше значення з двох питомих тисків (Н/м2):
(3.28)
де і - границя плинності валу і втулки деталі (Н/м2) (додаток Ж, таблиця Ж8);
5) Визначення величини найбільшого розрахункового натягу:
. (3.29)
6) З урахуванням поправок до визначають величину максимального допустимого натягу:
Nmax = Nmax + γпит + γш – γt , (3.30)
де γпит - коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплю ючої деталі, який визначається за графіком (рисунок 3.8). Поправку слід враховувати, коли при робочій температурі натяг збільшу ється.
Рисунок 3.8 – Графік для визначення коефіцієнта питомого тиску
7) При виборі посадок необхідно дотримуватись виконання наступних умов:
– максимальний натяг Nmax вибраної посадки повинен бути не більше [Nmax];
Nmax [Nmax]
– мінімальний натяг Nmin вибраної посадки з урахуванням можливих коливань дійсного навантаження і інших факторів повинен бути
Nmin > [Nmin]
З стандартних посадок ГОСТ 25347-89, які відповідають умовам вибору, виби рають одну. Ця посадка може бути вибрана з таких міркувань:
– переважного застосування посадки, яку стандарт реко мендує застосовувати в першу чергу;
– економічності, тобто затрати на виготовлення деталей, що з'єднуються, повинні бути найменшими, що відповідає більшому квалітету їх точності;
– надійності, що характеризує можливість передачі більших зовнішніх навантажень;
— величина натягів повинна бути досяжною для формоутворення посадок за рахунок нагрівання або охолодження однієї з деталей, тобто
Nmax ≤ 2.(tзап - 20).α,
де tзап – температура при якій запресовується деталь (для сталей і чавунів температура запресування знаходиться в межах від -90 до 400 0C);
α – коефіцієнт лінійного температурного розширення матеріалу (для сталей можна прийняти 11,5 10-6 С-1, а для чавунів - 10,5 10-6 С-1).
8) Розрахунок необхідного (максимального) зусилля при запре суванні деталей, що з'єднуються, (Н):
Rn = fn Pmax dн ,
де fn - коефіцієнт тертя при запресуванні fn = (1,15...1,2)f (додаток Ж, таблиця Ж6);
L – довжина з'єднання (м).
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (рисунок Д13). Результати розрахунків заносимо в таблицю 3.6.
Розрахунок приводимо тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю, а розрахунки не приводяться.
Таблиця 3.6 – Основні характеристики посадок з натягом
|
Діаметр |
Призначена посадка |
Граничні відхилення |
Граничні розміри |
Допуск |
Граничні зазори |
||||||||
|
отвору |
вала |
отвору |
вала |
отвору |
вала |
||||||||
|
ES |
EI |
es |
ei |
Dmax |
Dmin |
dmax |
dmin |
TD |
Td |
Nmax |
Nmin |
||
3.3.3 Приклад розрахунку посадки з натягом
Умова: дано номінальний діаметр вала dн = 74 мм; навантаження на валу редуктора Мкр=90 Нм; матеріал – Сталь 50X. Необхідно розрахувати потрібні натяги для забезпечення передачі крутного моменту та уникнення пластичної деформації матеріалу, та призначити відповідну посадку.
1 Розраховуємо найменший питомий тиск:
[H/м2]
де Мкр=90 Нм – крутний момент на валу редуктора;
f = 0.1 – коефіцієнт тертя для з’єднання сталь-сталь [2].
[Pmin] = ,
2 Знаходимо найменший розрахунковий натяг Nmin .
Попередньо розраховуємо коефіцієнти С1 і С2 .
При d1 = 0, d2 = 310. C1 = 1 + D , C2 = 1 – d,
де D = d = 0.3 – коефіцієнт Пуассона:
С1 = 1 + 0,3 = 1,3;
С2 = 1 – 0,3 = 0,7.
Тоді маємо:
Nmin =
де Е = 21011 – модуль пружності матеріалу [2].
Nmin =.
3 Розраховуємо мінімальний допустимий натяг:
[Nmin] = Nmin + ш + t ,
де ш – поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні з’єднань:
ш = 1.2 (RZD + RZd)=1.2(4RaD+4Rad).
RZD, RZd – висота нерівностей профілю по десяти точках відповідно поверхонь отвору і валу.
ш = 1,2 (7,1 +5,2) = 14,8 10-6 (м).
t – поправка, яка враховує відмінність температури деталей td, tD, температури складання tСК . Оскільки tСК = 20 С, t = 0.
Тоді
[Nmin] =1,2810-7+14,810-6 =15,46 10-6 (м).
4 Знаходимо максимально допустимий питомий тиск [Pmах], для чого визначаємо Р1 і Р2 , враховуючи, що d1 = 0, а d2 при чому межа міцності Т1 = Т2 = 90107 Н/м2 [1].
= 0,58901071=52,2107H/м2;
= 0,5830107 1= 52,2107 (H/м2).
Отже, отримали Р1=Р2=[Рmax] = 52,2 107 H / м2.
= 52,21077410-3=386,2810-6 м.
5 Визначаємо максимально допустимий натяг:
[Nmax] = Nmax уд + ш – n,
де уд = 0.93– коефіцієнт збільшення питомого тиску на торцях охоплюючої деталі;
n = 0 – коефіцієнт повторних запресувань.
[Nmax] = 386,2810-6 0,93 + 14,810-6 = 374,04 10-6 (м).
6 Вибираємо із таблиць допусків і посадок всі стандартні посадки, які задовольняють умови вибору посадок за [Nmin] i [Nmax]:
Ø 74 ( Nmax = 78, Nmin = 29 ); Ø 74 (Nmax = 56, Nmin = 24);
Ø 74 (Nmax = 72, Nmin = 40); Ш 74 (Nmax = 94, Nmin = 45);
Ш 74 (Nmax = 132, Nmin =72); Ш 74 (Nmax =148, Nmin = 56);
Ш 74 (Nmax = 89, Nmin = 29).
З усіх вказаних посадок рекомендована до використання в першу чергу лише посадка Ø74. Остаточно зупиняємося на виборі цієї посадки. Для неї виконується умова вибору посадки, а отже посадка підібрана вірно:
Nmax = 148 < [Nmax] = 374;
Nmin = 56 > [Nmin] = 15,46.
Ø 74
7 Розраховуємо зусилля запресування:
Rn = fn Pmax dH l ,
де fn = 1,2 f = 1,2 0,1 = 0,12 – коефіцієнт тертя при запресуванні;
Рmах – питомий тиск при максимальному натязі Nmax:
Rn = fnPmaxdHl = 0,121,81083,147410-36010-3 = 301,2103 (H).
8 Розрахунок параметрів посадки з натягом, мм:
Визначаємо максимальний граничний розмір для отвору
Dmax = D + ES = 74 + 0,046 = 74,046 (мм).
Визначаємо мінімальний граничний розмір для отвору
Dmin = D + EI = 74 + 0 = 74 (мм).
Визначаємо допуск для отвору
TD = Dmax – Dmin = 74,046 – 74 = 0.046 (мм).
Визначаємо максимальний граничний розмір для валу
dmax = d + es =74 + 0,148 = 74,148 (мм).
Визначаємо мінімальний граничний розмір для валу
dmin = d + ei = 74 + 0,102= 74,102 (мм).
Визначаємо допуск для валу
Td = dmax – dmin = 74,148 – 74,102= 0,046 (мм).
Визначаємо максимальний граничний натяг
Nmin = dmin – Dmax = 74,102 – 74,046 = 0,056 (мм).
Визначаємо мінімальний граничний зазор
Nmax = dmax – Dmin = 74,148 – 74 = 0,148 (мм).
Визначаємо допуск посадки
TN = Nmax – Nmin =0,148 – 0,056 = 0,092 (мм).
4 РОЗРАХУНОК ТА ПРОЕКТУВАННЯ КАЛІБРІВ ДЛЯ КОНТРОЛЮ ГЛАДКИХ ЦИЛІНДРИЧНИХ ПОВЕРХОНЬ
Вихідні дані для розрахунку та проектування розмірного ланцюга приведені в таблиці 4.1, які містять наступні параметри:
Таблиця 4.1 – Вихідні дані для розрахунку та проектування калібрів
|
№ варіанту |
Контроль поверхні |
Характеристика з’єднання |
№ варіанту |
Контроль поверхні |
Характеристика з’єднання |
|
1 |
Отвору |
З зазором |
16 |
Валу |
З зазором |
|
2 |
Валу |
З натягом |
17 |
Валу |
Перехідне |
|
3 |
Отвору |
Перехідне |
18 |
Отвору |
З натягом |
|
4 |
Отвору |
З натягом |
19 |
Валу |
З натягом |
|
5 |
Валу |
З зазором |
20 |
Отвору |
З зазором |
|
6 |
Валу |
Перехідне |
21 |
Отвору |
Перехідне |
|
7 |
Отвору |
З зазором |
22 |
Валу |
З натягом |
|
8 |
Валу |
З натягом |
23 |
Отвору |
З зазором |
|
9 |
Отвору |
Перехідне |
24 |
Отвору |
З зазором |
|
10 |
Отвору |
З натягом |
25 |
Валу |
З зазором |
|
11 |
Валу |
З зазором |
26 |
Валу |
Перехідне |
|
12 |
Валу |
Перехідне |
27 |
Отвору |
Перехідне |
|
13 |
Отвору |
З зазором |
28 |
Отвору |
З зазором |
|
14 |
Валу |
З зазором |
29 |
Отвору |
З натягом |
|
15 |
Отвору |
Перехідне |
30 |
Валу |
Перехідне |
4.1 Призначення та область застосування граничних калібрів
В процесі виготовлення або після виготовлення деталей їх розміри піддаються контролюванню з метою встановлення відповідності цих розмірів розмірам, заданим при їх розробці.
В серійному виробництві для контролювання використовують калібри, застосування яких знижує трудомісткість, а відповідно, і вартість вимірювань. В ремонтному виробництві використовують калібри для дефектування спрацьованих деталей.
Терміни та визначення, що стосуються калібрів, наведені в ДСТУ 2234-93.
Калібрами (gauges) називають засоби контролювання, які відтворюють геометричні параметри виробів і призначені для встановлення придатності деталі, яка контролюється.
Залежно від способу контролювання придатності деталей, калібри поділяються на нормальні і граничні.
Нормальний калібр (normal gauge), це калібр, який відтворює заданий лінійний чи кутовий розмір. Ними користуються тоді, коли потрібно перевірити відповідність дійсного розміру виготовленої деталі її номінальному розміру.
В даний час для контролювання лінійних розмірів нормальні калібри практично не застосовуються, а контролювання деталей здійснюється граничними калібрами.
Граничний калібр (limit gauge) – калібр, який відтворює прохідну та непрохідну межу геометричних параметрів елементів виробу.
При контролюванні розмірів граничними калібрами дійсні розміри деталей безпосередньо не визначаються, а лише встановлюється факт знаходження їх в заданих межах (в межах зносу). Граничним калібрами контролюють граничні (максимальний і мінімальний ) розміри деталей.
Граничні калібри використовуються для контролювання розмірів гладких циліндричних, конічних, різьбових і шліцьових деталей, висоти виступів і глибини западин, довжин, ширини канавок, уступів, глухих отворів тощо, якщо на контрольовані розміри встановлені допуски не точніше шостого квалітету (ІТ6).
За конструктивними ознаками калібри поділяються на пробки (калібри для контролювання внутрішніх розмірів) і скоби (калібри для контролювання зовнішніх розмірів).
За числом одночасно контрольованих елементів деталей калібри поділяються на елементні і комплексні. Комплексними калібрами (complex gauge) контролюють одночасно декілька елементів або розмірів деталі, а елементними – тільки один.
Залежно від граничного розміру деталі, що контролюється калібром, калібри поділяються на прохідні – ПР (калібри для контролювання найменших граничних значень внутрішніх розмірів і найбільших граничних значень зовнішніх розмірів) і непрохідні – НЕ (калібрі для контролювання найбільших граничних значень внутрішніх розмірів і найменших граничних значень зовнішніх розмірів).
За призначенням калібри поділяються на робочі (Р), приймальні (ПР) і контрольні (К).
Робочі калібри (working gauges), позначаються: Р - ПР – прохідні і Р – НЕ – необхідні, призначені для контролювання оброблених деталей робітниками і заводськими контролерами на робочих місцях.
Приймальні калібри (inspection gauge), позначаються: П – ПР – прохідні і П – Не – непрохідні, призначені для контролювання готових виробів замовниками і контролерами відділу технічного контролю заводу. Приймальних калібрів спеціально не виготовляють, їх відбирають з числа до певного рівня спрацьованих робочих калібрів.
Контрольні калібри (контркалібри) (reference gauges) призначені для перевірки робочих і приймальних калібрів під час їх виготовлення і використання. Контркалібрами перевіряють тільки калібри-скоби, оскільки калібри-пробки доцільніше перевіряти високоточними універсальними вимірювальними засобами (мікрокаторами, оптиметрами тощо).
Встановлені такі умовні позначення контрольних калібрів:
К – ПР – контркалібр, призначений для контролювання найменшого граничного розміру прохідної сторони робочої скоби (Р - ПР). Він є прохідним.
К – И ( К – З) – контркалібр, призначений для контролювання величини спрацювання прохідних сторін робочих калібрів – скоб (Р -ПР) з метою вилучення їх з експлуатації при спрацюванні більше від допустимого, а також для налагодження регулювальних калібрів-скоб. Він є непрохідним.
К – НЕ – контркалібр, призначений для контролювання непрохідних сторін робочих (З - НЕ) і приймальних (П - НЕ) калібрів.
К – П – контркалібр, призначений для контролювання прохідних сторін приймальних калібрів (П - ПР).
Контрольні калібри виготовляються у вигляді гладких калібрів-пробок.
4.2 Розміри і допуски калібрів
Номінальними розмірами прохідних і непрохідних частин калібрів є відповідні граничні розміри контрольованих деталей, а саме:
Система допусків на гладкі калібри для контролювання отворів і валів розмірами до 500мм встановлення в ГОСТ 24853 – 81.
На виготовлення калібрів передбачені такі допуски: Н – на прохідні і непрохідні розміри робочих калібрів-пробок; НS – те саме, але із сферичними вимірювальними поверхнями; НI – на прохідні і непрохідні розміри калібрів-скоб; НP – на контрольні калібри, призначені для контролювання калібрів-скоб.
Виконавчими називаються розміри прохідних і непрохідних сторін калібрів пробок і скоб, проставлені на їх робочих кресленнях таким чином, щоб допуски на їх виготовлення були спрямовані в «тіло» калібру. Таким чином, виконавчими розмірами прохідної і непрохідної сторін калібру-пробки будуть найбільші граничні розміри цих сторін з від’ємними нижніми відхиленнями ( еі < 0); верхні відхилення es = 0.
Виконавчими розмірами прохідної і непрохідної сторін калібру-скоби будуть найменші граничні розміри цих сторін з додатними верхніми відхиленнями (ES > 0); нижніми відхиленнями EI = 0.
Схеми розташування полів допусків калібрів та формули для визначення їх виконавчих розмірів вибирають за ГОСТ 21401-75.
4.3 Алгоритм розрахунку виконавчих розмірів гладких калібрів
Для контролювання заданого з’єднання граничними калібрами, необхідно розрахувати виконавчі розміри калібру-скоби та калібру-пробки і виконати їх робочі креслення.
1) Вибирають схему розташування полів допусків калібрів
Розташування полів допусків і відхилень відносно меж полів допусків виробів повинно відповідати схемам за ГОСТ 21401-75. На рисунку 4.1 зображена одна з схем розташування полів допусків калібрів.
2) Визначають граничні розміри отвору (Dmax, Dmin) і вала (dmax, dmin) для заданого з’єднання, мм.
3) Для калібрів вибирають значення допусків та відхилень за ГОСТ 21401-75 (додаток Ж, таблиця Ж9).
Прийняті позначення:
ІТ - допуски виробів;
Н, (HS) - допуски на виготовлення калібрів для отворів (HS - для калібрів зі сферичними вимірювальними поверхнями), мкм;
H1 - допуски на виготовлення калібрів для валів, мкм;
Hр - допуски на виготовлення контрольних калібрів для скоби, мкм;
Z, Z1 - відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру: для отворів - Z і вала - Z1 відносно граничного розміру виробу, мкм;
Y, Y1 - допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру: для отворів - Y і валів - Y1 за межу поля допуску виробів, мкм;
, 1 - величини для компенсації похибки контролю калібрами: - отворів і 1 - валів з розмірами більшими 100 мм, мкм.
Відхилення (додатне для скоби та від’ємне для пробки), по якому виготовляють новий калібр, проставляють "в метал". Це забезпечує велику ймовірність виготовлення придатних калібрів.
4) У відповідності з вибраною схемою полів допусків калібрів (рисунок 4.1) розраховують номінальні розміри :
калібрів-пробок для отворів
Рисунок 4.1 – Схема розташування полів допусків калібрів для номінальних розмірів до 180 мм, квалітетів 6, 7 та 8
ПР = Dmin + Z,
HE = Dmax;
калібрів-скоб для валів
ПР = dmax - Z1,
HE = dmin;
контрольних калібрів для калібрів скоб
K-ПР = dmax - Z1,
К-З = dmах + Y1,
К-НЕ = dmіn.
5) Визначають граничні розміри:
калібрів-пробок для отворів
ПРmax = Dmin + Z + (H / 2),
ПРmin = Dmin + Z - (H / 2),
HEmax = Dmax + (H / 2),
HEmin = Dmax - (H / 2);
калібрів-скоб для валів
ПРmax = dmax - Z1 + (H1 / 2),
ПРmin = dmax - Z1 - (H1 / 2),
HEmax = dmin + (H1 / 2),
HEmin = dmin - (H1 / 2);
контрольних калібрів для калібрів скоб
K – Зmax = dmax + Y1 + (HP / 2),
K – Зmin = dmax + Y1 - (HP / 2),
K – HEmax = dmin + (HP / 2),
K – HEmin = dmin - (HP / 2),
К-ПРmax = dmax - Z1 + (HP / 2),
К-ПРmin = dmax - Z1 - (HP / 2).
6) Визначають виконавчі розміри калібрів і контркалібрів, формули для яких визначені в ГОСТ 21401-75.
Для калібрів-пробок для отворів:
найбільший граничний розмір
ПР = ПРmax = Dmіn + Z + (H / 2), (4.1)
НЕ = НЕmax = Dmax + (H / 2). (4.2)
Нижнє граничне відхилення (еі) дорівнює -Н.
Для калібрів-скоб для валів:
найбільший граничний розмір
ПР = ПРmin = dmax - Z1 - (H1 / 2), (4.3)
НЕ = НЕmin = dmin - (H1 / 2). (4.4)
Верхнє граничне відхилення (ES) дорівнює Н1.
Для контркалібрів для калібрів скоб:
найбільший граничний розмір
К-ПР = К-ПРmax = dmax - Z1 + (HP / 2), (4.5)
К-НЕ = K – HEmax = dmin + (HP / 2), (4.6)
К-З = K – Зmax = dmax + Y1 + (HP / 2). (4.7)
Нижнє граничне відхилення дорівнює -Нр.
За результатами розрахунків будують схему розташування полів допусків калібрів та контркалібрів. Виконавчі розміри розраховані по формулам (4.1 – 4.4) проставляються на робочих кресленнях калібрів-пробок та калібрів скоб (додатки Д6 і Д7).
Допустима шорсткість поверхонь калібрів не повинна перевищу вати 10 % допуску на розмір калібру і не бути більшою Ra = 0,16 мкм.
4.4 Матеріали та маркування калібрів
Вимірювальні елементи калібрів виготовляють із сталей X, ХГ, У10А, У12А, ШХ15. Крім того, можуть використовуватися цементовані вуглецеві сталі Сталь 15 та Сталь 20. При цьому глибина цементованого шару повинна бути 0,8...1,2 мм. Твердість робочих поверхонь повин на знаходитись в межах 58...64 HRC3.
Для підвищення зносостійкості вимірювальних поверхонь їх хромують або виготовляють із твердих сплавів, а саме ВК6 та ВК6М. Хромування підвищує зносостійкість в 3…8 раз, а твердий сплав - в 40 раз.
На калібри наносять таке маркування: номінальний розмір ви робу, для контролю якого використовується калібр; умовне позначення поля допуску; граничні відхилення розміру в міліметрах (на гладких робочих каліб рах); позначення типу калібру, наприклад ПР, К-З та ін., товарний знак заводу – виробника.
4.5 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібру-пробки
Для контролювання заданого з’єднання Ø граничними калібрами, необхідно розрахувати виконавчі розміри калібру-пробки та калібру-скоби для виконання робочих креслень.
Вибираємо схему розташування полів допусків калібрів. Розташування полів допусків і відхилень відносно меж полів допусків виробів повинно відповідати схемам за ГОСТ 21401-75.
1 Розрахунок виконавчих розмірів калібру-пробки для контролювання отвору Ø .
Визначаємо граничні розміри отвору (Dmax, Dmin) для заданого з’єднання, мм:
Dmax = DH + ES = 26 + 0,039 = 26,039 (мм);
Dmin = DH + EI = 26 + 0 = 26 (мм).
2 Вибираємо значення допусків та відхилень за ГОСТ 21401-75:
H = 4 – допуск на виготовлення калібрів для отворів;
Z = 6 – відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу;
Y = 5 - допустимий вихід розміру зношуваного прохідного калібру для валу.
3 У відповідності з вибраною схемою полів допусків калібрів розраховуємо номінальні розміри калібру-пробки для контролю отворів
ПР = Dmin + Z =26,0 + 0,006 = 26,006 (мм);
HE = Dmax = 26,039 (мм).
ПРmax = Dmin + Z + (H / 2) = 26,0 + 0,006+ (0,004/2) = 26,008 (мм),
ПРmin = Dmin + Z - (H / 2) = 26 + 0,006– (0,004/2) = 26,004 (мм),
HEmax = Dmax + (H / 2) = 26,039 + (0,004/2) = 26,041(мм),
HEmin = Dmax - (H / 2) = 26,039– (0,004/2) = 26,037(мм).
5 Визначаємо виконавчі розміри калібру-пробки, формули для якого визначені в ГОСТ 21401-75.
Найбільший граничний розмір
ПР = ПРmax = Dmіn + Z + (H / 2) =26,0 + 0,006 + (0,004/2) = 26,008-0,004 ,
НЕ = НЕmax = Dmax + (H / 2) =26,039 + (0,004/2) = 26,041-0,004 .
Допустима шорсткість поверхонь калібрів не повинна перевищу вати 10 % допуску на розмір калібру і не бути більшим Ra = 0,16 мкм.
4.6 Приклад розрахунку виконавчих розмірів калібру-скоби та контркалібру
Для контролювання заданого з’єднання граничними калібрами, необхідно розрахувати виконавчі розміри калібру-скоби виконати робоче креслення.
1 Вибираємо схему розташування полів допусків калібрів. Розташування полів допусків і відхилень відносно меж полів допусків виробів повинно відповідати схемам за ГОСТ 21401-75.
2 Визначаємо граничні розміри вала (dmax, dmin) для заданого з’єднання , мм.
dmax = dH + es = 26 - 0.065 = 25.935(мм);
dmin = dH + ei = 26 - 0.098 = 25.902 (мм);
3 Вибираємо значення допусків та відхилень за ГОСТ 21401-75
H1 = 6 – допуск на виготовлення калібрів для валів;
Hр = 3 – допуск для виготовлення контрольного калібру для скоби;
Z1 = 6 – відхилення середини поля допуску на виготовлення прохідного калібру для валу;
Y1 = 5 - допустимий вихід розміру зношуваного прохідного калібру для валу.
4 У відповідності з вибраною схемою полів допусків калібрів розраховуємо номінальні розміри :
– калібрів-скоб для валів
ПР = dmax - Z1 =25,935 – 0,006 = 25,929(мм);
HE = dmin = 25,902 (мм);
– контрольних калібрів для калібрів скоб
K-ПР = dmax - Z1 = 25,935 – 0,006 = 25,929(мм);
К-НЕ = dmіn = 25,902 (мм);
К-З = dmах + Y1 = 25,935 +0,005 = 25,94(мм);
5 Визначаємо граничні розміри:
калібрів-скоб для валів
ПРmax = dmax - Z1 + (H1 / 2) =25,935 – 0,006 + (0,006/2) =25,932(мм);
ПРmin = dmax - Z1 - (H1 / 2) = 25,935 – 0,006 – (0,006/2) =25,926(мм);
HEmax = dmin + (H1 / 2) = 25,902 + (0,006/2) = 25,905(мм);
HEmin = dmin - (H1 / 2) = 25,902 – (0,006/2) =25,899(мм);
контрольних калібрів для калібрів скоб
К-ПРmax = dmax - Z1 + (HP / 2) = 25,935 – 0,006+ (0,003/2) = 25,9305(мм);
К-ПРmin = dmax - Z1 - (HP / 2) = 25,935 – 0,006– (0,003/2) = 25,9275(мм);
K – HEmax = dmin + (HP / 2) = 25,902 + (0,003/2) = 25,9032(мм);
K – HEmin = dmin - (HP / 2) = 25,902 – (0,003/2) = 25,9032(мм);
K – Зmax = dmax + Y1 + (HP / 2) = 25,935 +0,005 + (0,003/2) = 25,9005(мм);
K – Зmin = dmax + Y1 - (HP / 2) = 25,935 +0,005 – (0,003/2) = 25,9415(мм).
6 Визначаємо виконавчі розміри калібрів, формули для яких визначені в ГОСТ 21401-75.
Калібрів-скоб для валів:
ПР = ПРmin = 25,935 – 0,006 – (0,006/2) = 25,926+0,006;
НЕ = НЕmin = 25,902 – (0,007/2) = 25,899+0,006;
За отриманими виконавчими розмірами ми креслимо схему розташування полів допусків калібрів та контр калібрів та виконуємо робочі креслення калібрів-пробки та скоби (Додаток Д).
5 РОЗРАХУНОК І ВИБІР ПОСАДОК ПІДШИПНИКІВ КОЧЕННЯ
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в підшипниках ковзання приведені в таблиці 5.1, які містять наступні параметри:
Таблиця 5.1 – Вихідні дані розрахунку посадки підшипників кочення
|
№ варіанту |
Клас точності |
Радіальне навантаження R, кН |
Характер навантаження |
№ варіанту |
Клас точності |
Радіальне навантаження R, кН |
Характер навантаження |
|
1 |
0 |
9,0 |
Спокійне з помірними поштовхами перевантаження до 150% |
16 |
0 |
21,0 |
Спокійне з помірними поштовхами перевантаження до 150% |
|
2 |
6 |
11,0 |
17 |
6 |
17,0 |
||
|
3 |
6 |
12,0 |
18 |
6 |
11,0 |
||
|
4 |
0 |
14,0 |
19 |
0 |
14,0 |
||
|
5 |
6 |
12,0 |
20 |
0 |
15,0 |
||
|
6 |
0 |
12,0 |
Поштовхи, перевантаження до 300% |
21 |
6 |
9,0 |
Поштовхи, перевантаження до 300% |
|
7 |
0 |
8,0 |
22 |
0 |
16,0 |
||
|
8 |
6 |
11,0 |
23 |
0 |
18,0 |
||
|
9 |
6 |
17,0 |
24 |
6 |
14,0 |
||
|
10 |
0 |
22,0 |
25 |
6 |
13,0 |
||
|
11 |
6 |
15,0 |
Спокійне з помірними поштовхами, перевантаження до 150% |
26 |
0 |
11,0 |
Спокійне з помірними поштовхами, перевантаження до 150% |
|
12 |
0 |
16,0 |
27 |
6 |
12,0 |
||
|
13 |
0 |
13,0 |
28 |
6 |
17,0 |
||
|
14 |
6 |
17,0 |
29 |
0 |
20,0 |
||
|
15 |
6 |
15,0 |
30 |
6 |
15,0 |
5.1 Загальна характеристика підшипників кочення
Підшипники кочення (rolling bearing) – стандартні складальні одиниці, які виготовляють на спеціальних підшипникових заводах і постачаються підприємствам як готові вироби.
Підшипники кочення класифікуються за такими ознаками: за формою тіл кочення – кулькові, роликові (циліндричними, конічними, голчастими та інші); за напрямком зусилля – радіальні, радіально-упорні, упорні; за кількістю рядів обертання – одно-, двох- і багаторядні.
Розміри підшипників кочення стандартизовані – ГОСТ 3478-79. Терміни і визначення підшипників кочення і їх елементів регламентує ГОСТ 24955-81. Габаритні розміри радіальних однорядних підшипників кочення і їх вантажопідйомність визначають за ГОСТ 8338-75.
Залежно від кількісного значення показників точності для підшипників кочення встановлено класи точності (ДСТУ 3012-95). Основних класів точності п’ять – 0, 6, 5, 4, 2.
В тракторах, автомобілях і сільськогосподарських машинах найбільш поширеними є підшипники нульового класу точності.
Посадки кілець підшипників на вал і в корпус призначають в залежності від типорозміру підшипника, умов його роботи, величини, напряму і характеру навантаження, що діє на підшипник, а також виду навантаження кілець підшипника.
При виборі посадок підшипників кочення розрізняють три основних різновиди навантаження кілець: місцеве, циркуляційне і коливальне.
Місцеве навантаження мають кільця підшипників, які в процесі роботи не обертаються, наприклад, зовнішні кільця підшипників, які є опорами валів коробок передач тракторів і автомобілів, редукторів, внутрішні кільця підшипників коліс тракторів і автомобілів. Прикладом коливального навантаження є навантаження кілець підшипників колінчастих валів пускових двигунів тракторів.
5.2 Допуски і посадки підшипників кочення
Система допусків і посадок, прийнята для підшипників кочення, забезпечує взаємозамінність підшипників кочення за їх монтажними (приєднувальними) розмірами D і d, а також передбачає необхідну різноманітність посадок.
Для забезпечення необхідних посадок підшипників кочення для валів і корпусів передбачено такі поля допусків: f, g, h, js, k, m, n, p, z, E, G, Js, K, M, N, P.
Допуски і відхилення розмірів та форми поверхонь валів та корпусу регламентовані ГОСТ 25256-82, ГОСТ 25347-82. Граничні відхилення зовнішнього і внутрішнього кілець підшипників регламентовані ГОСТ 520-89.
5.3 Алгоритм розрахунку та вибору посадок підшипників кочення
В цій частині роботи необхідно призначити поля допусків, граничні відхилення, допуски циліндричності і шорсткість посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі для посадки підшипника кочення заданого класу точності.
Для цього проводиться аналіз роботи підшипника. Наприклад: обертається вал, корпус нерухомий, вал суцільний, корпус масивний нероз’ємний, навантаження радіальне, спокійне, з помірними поштовхами і вібрацією, можливе перевантаження підшипника до 150%.
Необхідно побудувати схему розташування полів допусків монтажних поверхонь кілець підшипника і посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі.
Знаючи умовне позначення та клас точності підшипника, значення радіального навантаження на підшипник, розрахунок та вибір посадок ведуть в такій послідовності:
1) Визначають габаритні розміри підшипника за ГОСТ 8338-75.
2) Встановлюють різновид навантаження на підшипник
В залежності від умов роботи підшипника визначають тип навантаження. У випадку, коли обертається вал, а корпус нерухомий внутрішнє кільце підшипника буде мати циркуляційне навантаження, а зовнішнє – місцеве.
3) Визначають інтенсивність навантаження посадочної поверхні вала під внутрішнє циркуляційно навантажене кільце підшипника за формулою:
, (5.1)
де R – розрахункова радіальна реакція опори, Н;
b – робоча ширина посадочного місця, мм, b=B-2r;
B – робоча ширина підшипника, мм;
r – радіус заокруглення або ширина фаски кільця підшипника, мм.
Кn – динамічний коефіцієнт посадки, який залежить від характеру навантаження: Кn =1 – при перенавантажені до 150%, помірних поштовхах та вібрації; Кn =1,8 - при перенавантажені до 300%, вільних поштовхах та вібрації;
F – коефіцієнт, що враховує ступінь послаблення посадового натягу у порожнистому валу або тонкостінному корпусі, приймається за [2] або за таблицею Ж11 (додаток Ж);
FА – коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів в дворядкових конічних роликопідшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження А на опору, приймається за [2] або за таблицею Ж12 (додаток Ж);
Значення B та r вибираються з ГОСТ 8338-75 або з таблиці Ж14 (додаток Ж).
4) Призначають поле допуску на діаметр посадочної поверхні вала.
Маючи діаметр вала, інтенсивність навантаження визначену за формулою (5.1) та клас точності підшипника призначають поле допуску на діаметр посадочної поверхні вала, яка знаходиться під дією циркуляційного навантаження [2], (додаток Ж, таблиця Ж13).
5) Призначають поле допуску діаметру посадочної поверхні отвору в корпусі.
Призначають поле допуску діаметру посадочної поверхні отвору в корпусі під зовнішнє місцево навантажене кільце підшипника [2], (додаток Ж, таблиця Ж13).
6) Визначають граничні відхилення діаметра посадочної поверхні вала та отвору в корпусі за ГОСТ 25347-89.
7) Розраховують граничні зазори та натяги посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі з внутрішнім та зовнішнім кільцями підшипника.
8) Визначають допуски форми (допуск циліндричності) посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі.
Допуск форми визначається за формулою
Тf = 0,5 Тd (ТD). (5.2)
За ГОСТ 24643-81 приймають стандартні значення допусків циліндричності посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі.
9) Призначають шорсткість посадочних поверхонь вала і отвору в корпусі та торців заплечиків (таблиця 10.1).
10) Будують схему розташування полів допусків кілець підшипника для посадочних поверхонь валу і отвору в корпусі та складальне креслення підшипникового вузла і креслення фрагментів вала і корпуса.
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик. Для розрахунку основних характеристик використовують ГОСТ 25347-89. Результати розрахунків заносимо в таблицю 5.2.
Розрахунок приводимо тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю 5.2.
Таблиця 5.2 – Основні характеристики посадок підшипників кочення
|
Умовне позначення |
Клас точності |
Поле допуску |
Поле допуску зовнішнього кільця |
Поле допуску зовнішнього кільця |
Граничні зазори, натяги |
||||
|
вала |
корпуса |
верхнє |
нижнє |
верхнє |
нижнє |
max |
min |
||
Умова: дано номінальний діаметр вала на який потрібно підібрати підшипник кочення – dН = 60 мм; клас точності 0, радіальне навантаження R = 14,8 кН. Потрібно розрахувати посадки для кілець підшипника з валом і корпусом та накреслити схеми допусків.
1 Вибираємо розміри підшипника в залежності від діаметра вала dН = 60мм [1]:
d = 60мм; D = 110мм; В = 22мм; r = 2,5мм. Умовне позначення 314.
2 Для вибору поля допуску внутрішнього і зовнішнього кільця підшипника спочатку потрібно розрахувати величину циркуляційного навантаження:
= (14800∙1.8 ∙1 ∙1) / 17= 1567 (Н/мм),
де b = B – 2 r = 22 – 2 2.5 = 17 (мм) – робоча ширина посадочного місця;
Кп= 1,8 – динамічний коефіцієнт посадки;
F = 1 – коефіцієнт враховує ступінь послаблення посадового натягу у порожнистому валу або корпусі [1];
FА = 1 – коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядами роликів в дворядкових конічних роликопідшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками при наявності осьового навантаження [1].
Такій інтенсивності навантаження для внутрішнього кільця підшипника відповідає поле допуску m6, для зовнішнього кільця – Р7 [1].
4 По СТ РЕВ 774-77 знаходимо відхилення середніх діаметрів кілець (таблиця Ж15 додаток Ж) [1]:
для зовнішнього кільця Dm:
верхнє es = 0;
нижнє ei = -15 мкм;
для внутрішнього dm:
верхнє ES = 0;
нижнє EI = -15 мкм.
5 По СТ РЕВ 144-75 (ГОСТ 25347-82) знаходимо граничні відхилення:
для поля допуску P7:
ES= -24 мкм;
EI= -59 мкм;
для поля допуску m6:
es= +30 мкм;
ei= +11 мкм.
6 Розраховуємо параметри кілець підшипника №314:
для зовнішнього кільця: 110
Nmin= -ES + ei = -59 – (-15) = 38 (мкм);
Nmax= es - EI =0 + 23 = 23 (мкм);
для внутрішнього кільця: 60
Smax= ES – ei = 0 – (-9) = 9 (мкм);
Nmin= es - EI =13 + 15 = 28 (мкм).
Будуємо схему розташування полів допусків посадок для внутрішнього та зовнішнього кілець підшипника (показана на рисунку Д14).
6 ПРИЗНАЧЕННЯ І РОЗРАХУНОК ПОСАДОК ДЛЯ КРІПИЛЬНИХ РІЗЬБОВИХ ЗЄДНАНЬ
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в підшипниках ковзання приведені в таблиці 6.1, які містять наступні параметри:
– тип посадки різьбового з’єднання;
– крок різьби.
Таблиця 6.1 – Вихідні дані розрахунку посадки різьбових з’єднань
|
№ варіанту |
Посадка різьбового з’єднання |
Крок |
№ варіанту |
Посадка різьбового з’єднань |
Крок |
|
1 |
4H6H/4j |
0,75 |
16 |
6H/5h4h |
1,5 |
|
2 |
4H/3h4h |
0,8 |
17 |
2H5C/2r |
1,75 |
|
3 |
6G/6d |
1,0 |
18 |
7G/7e6e |
2,0 |
|
4 |
2H4C(3)/3n(3) |
1,25 |
19 |
8H/9g8g |
2,5 |
|
5 |
3H6H/2m |
1,5 |
20 |
2H5D/2r |
1,5 |
|
6 |
7G/7h6h |
1,75 |
21 |
7H/8h |
1,25 |
|
7 |
2H5D(2)/3p(2) |
2,0 |
22 |
5H/5h6h |
1,0 |
|
8 |
7H/7h6h7 |
2,5 |
23 |
2H4C(3)/3n(3) |
1,75 |
|
9 |
G/7g6g |
1,5 |
24 |
2H5C/2r |
1,5 |
|
10 |
5H/5g6g |
1,25 |
25 |
7H/8h |
1,0 |
|
11 |
2H5C/3p |
1,0 |
26 |
4H5H/4h |
0,75 |
|
12 |
7G/8g |
1,75 |
27 |
5H6H/4jh |
1,0 |
|
13 |
2H4D(3)/3n(3) |
1,5 |
28 |
7H/8g |
1,5 |
|
14 |
7H/7e6e |
1,0 |
29 |
6G/6h |
1,25 |
|
15 |
5H6H/4j |
0,75 |
30 |
7H/7g6g |
1,0 |
6.1 Загальна характеристика різьбових з’єднань
Різьбова поверхня (threaded surface) утворюється при гвинтовому переміщенні плоского контуру певної форми по циліндричній або конічній поверхням.
Всі різьби можна класифікувати за призначенням, формою деталі, профілем витків, кількістю заходів, напрямом, одиницею виміру.
В залежності від прийнятих одиниць вимірювання лінійних розмірів різьби поділяються на метричні і дюймові.
Відповідно до ГОСТ 24705-81 для метричних кріпильних різьб передбачені діаметри від 0,25 до 600 мм з кроком від 0,075 до 6 мм (ГОСТ 8724-2002) з профілем за ГОСТ 9150-2002.
Терміни та визначення щодо різьб і різьбових з’єднань встановлені ДСТУ 2497-94.
До основних параметрів метричних кріпильних різьб відносяться:
d2 (D2) – середній діаметр різьби відповідно болта і гайки; d (D) – зовнішній діаметр різьби відповідно болта і гайки; d1 (D1) – внутрішній діаметр різьби відповідно болта і гайки; Р – крок різьби; α – кут профілю різьби, для метричних різьб α = 600 (рисунок 6.1).
Рисунок 6.1 – Основні параметри метричної кріпильної різьби
Точність виготовлення (величина допуску) для діаметрів різьб визначається ступенем точності різьби.
Відповідно до ГОСТ 16093-81 для діаметрів зовнішньої та внутрішньої різьб передбачено 9 ступенів точності 2, 3, 4,…,10 в порядку зменшення точності різьб.
Розподіл ступенів точності за діаметрами різьб:
діаметр болта: зовнішній (d) – 4, 6 ,8;
діаметр болта: середній (d2) – 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10;
діаметр гайки: внутрішній (D1) – 4, 5, 6, 7, 8;
діаметр гайки: середній (D2) – 4, 5, 6, 7, 8, 9.
Для врахування впливу довжини згвинчування на вибір полів допусків і посадок ГОСТ 16093-81 встановлені три групи довжин згвинчування: малі (S), нормальні (N) і великі (L)
6.2 Допуски і посадки різьбового з’єднання
Для метричної різьби задаються допуски на такі елементи: зовнішній діаметр болта Td, внутрішній діаметр гайки TD, середній діаметр болта Тd2 і гайки ТD2.
Допуски на зовнішній діаметр гайки і внутрішній діаметр болта не нормуються і обмежуються розмірами різьбонарізного інструмента.
Поля допусків діаметрів різьби утворюються поєднанням ступеня точності (допуску) і основного відхилення, наприклад, 6Н, 6g.
Залежно від експлуатаційних вимог до ступеня рухомості для різьбових з’єднань стандартами встановлені три групи посадок: із зазором, перехідні і з натягом.
Поля допусків болтів і гайок встановлені в трьох класах точності: точному, середньому і грубому. У загальному машинобудуванні найпоширенішими є різьби середнього класу точності.
Різьбові з’єднання із зазором ГОСТ 16093-81 застосовують у випадках, якщо з’єднання працює при високих температурах, якщо потрібно швидко і легко згвинчувати деталі, якщо на різьбові деталі наносять захисне покриття.
Перехідні посадки різьбових з’єднань за ГОСТ 24834-81 застосовують у тих випадках, коли в процесі роботи потрібно забезпечити нерухомість з’єднання, але утворення великого натягу може призвести до руйнування деталей.
Посадки з натягом для різьбових з’єднань ГОСТ 4608-81 використовуються в основному для з’єднання шпильок з корпусними деталями, якщо не можна застосовувати з’єднання типу болт-гайка. Ці посадки застосовують у з’єднаннях, які працюють при навантаженнях з ударами, вібрацією, при коливаннях температури з метою запобігання можливості самовідгвинчування тільки за рахунок натягу без застосування додаткових елементів заклинювання.
6.3 Алгоритм розрахунку основних параметрів різьбового з’єднання
Вибір полів допусків для деталей різьбових метричних зєднань відбувається в залежності від їх призначення та класу точності.
Для заданого різьбового з’єднання необхідно:
1) Визначити крок різьби Р, мм.
Якщо в позначені різьби крок не вказаний, то це означає, що задана різьба має основний (великий) крок вказаний в ГОСТ 8724-81 або таблиці Ж17 (додаток Ж) залежно від номінального (зовнішнього) діаметра різьби.
2) Визначити номінальні значення зовнішнього (D і d), внутрішнього (D1 і d1) і середнього (D2 і d2) діаметрів гайки і болта.
Номінальні значення діаметрів внутрішнього різьби (гайки) D і зовнішньої різьби (болта) d відповідають позначенню різьби.
По визначеному крокові різьби за ГОСТ 24705-81 або таблицею Ж18 (додаток Ж) вибирають формули, за якими визначають номінальні значення середнього і внутрішнього діаметрів для гайки і болта.
3) Призначити поля допусків для діаметрів гайки і болта, і визначити їх граничні відхилення.
Якщо в умовному позначені різьби вказано по одному полю допуску для гайки і для болта, то ці поля допусків належать до всіх діаметрів гайки і болта.
Граничні відхилення для зовнішнього, внутрішнього та середнього ді діаметрів з’єднання визначають за ГОСТ 16093-81.
4) Визначити граничні розміри зовнішнього (D і d), внутрішнього (D1 і d1) і середнього (D2 і d2) діаметрів гайки і болта.
5) Побудувати схему розташування полів допусків для різьбового з’єднання.
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (Додаток Д, рисунок15) . Результати розрахунків заносимо в таблицю 6.2.
Таблиця 6.2 – Основні характеристик посадок різьбових з’єднань
|
Посадка |
Крок |
Діаметри для болта і гайки |
Граничні відхилення для болта |
Граничні відхилення для гайки |
Граничні розміри болта |
Граничні розміри гайки |
|||||
|
верхнє |
нижнє |
верхнє |
нижнє |
max |
min |
max |
min |
||||
|
D, d |
|||||||||||
|
D2, d2 |
|||||||||||
|
D1, d1 |
Розрахунок приводимо тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю 6.2.
6.4 Приклад розрахунку посадки для різьбового з’єднання
Визначаємо номінальні і граничні діаметри деталей різьбового з’єднання:.
Крок метричної різьби по [ 3] Р = 1,5 мм.
Визначаємо номінальні діаметри з’єднання:
Зовнішній діаметр d, D = 10 мм.
Розміри середнього і внутрішнього діаметрів метричної різьби, визначаємо по ГОСТ 24705-84:
середній діаметр, d2, D2:
d2 (D2 )= d – 1 + 0,026 = 9,026 (мм);
внутрішній діаметр, d1, D1:
d1 ( D1 )= d – 2 + 0,376 = 8,376 (мм).
Граничні відхилення для зовнішнього, внутрішнього та середнього діаметрів з’єднання визначаємо за ГОСТ 16093-81.
Для болта
d: es = -32 мкм; ei = -268 мкм;
d2: es2 = -32 мкм; ei2 = -164 мкм;
d1 – -32 мкм.
Для гайки :
D – не нормується;
D2: ES = +180 мкм; EI = 0;
D1: ES = +300 мкм; EI = 0.
Визначаємо граничні розміри зовнішнього (D і d), внутрішнього (D1 і d1) і середнього (D2 і d2) діаметрів гайки і болта.
Граничні діаметри болта:
d2max = d2 + es = 9,026 - 0,032 = 8,994 (мм);
d2min = d2 + ei = 9,026 - 0,164 =8,862 (мм);
dmax = d + es = 10 - 0,032 = 9,968 (мм);
dmin = d + ei = 10 - 0,268 = 9,732 (мм);
d1max = 8,376 – 0,032 = 8,344 (мм),
Граничні діаметри гайки:
D2max = D2 + ES = 9,026 + 0,180 = 9,206 (мм);
D2min = D2 + EI =9,026 + 0 = 9,026 (мм);
D1max = D1 + ES =8,376 + 0,300 = 8,676 (мм);
D1min = D1 + EI = 8,376 + 0 = 8,376 (мм);
Dmax , Dmin - не нормується;
Визначенні значення розрахунків зводимо в таблицю 6.3.
Таблиця 6.3 – Результати розрахунків кріпильної різьбової посадки
|
Посадка |
Крок |
Діаметри для болта і гайки |
Граничні відхилення для болта |
Граничні відхилення для гайки |
Граничні розміри болта |
Граничні розміри гайки |
|||||
|
верхнє |
нижнє |
верхнє |
нижнє |
max |
min |
max |
min |
||||
|
1,5 |
D, d |
10,0 |
не норм |
не норм |
-32 |
-268 |
не норм |
не норм |
9,968 |
9,732 |
|
|
D2, d2 |
9,026 |
+180 |
0 |
-32 |
-164 |
9,206 |
9,026 |
8,994 |
8,862 |
||
|
D1, d1 |
8,376 |
+300 |
0 |
-32 |
не норм. |
8,676 |
8,376 |
8,344 |
не норм |
Будуємо схему розташування полів допусків для заданого різьбового з’єднання.
7 ВИБІР ТА РОЗРАХУНОК ПОСАДОК ДЛЯ ШПОНКОВИХ ЗЄДНАНЬ
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в підшипниках ковзання приведені в таблиці 7.1, які містять тип шпонкового з'єднання.
Таблиця 7.1 – Вихідні дані розрахунку посадки шпонкових з’єднань
|
№ варіанту |
Тип шпонкового з’єднання |
№ варіанту |
Тип шпонкового з’єднання |
|
1 |
Вільне |
16 |
Вільне |
|
2 |
Нормальне |
17 |
Нормальне |
|
3 |
Щільне |
18 |
Щільне |
|
4 |
Вільне |
19 |
Вільне |
|
5 |
Вільне |
20 |
Вільне |
|
6 |
Нормальне |
21 |
Вільне |
|
7 |
Щільне |
22 |
Нормальне |
|
8 |
Нормальне |
23 |
Щільне |
|
9 |
Щільне |
24 |
Вільне |
|
10 |
Нормальне |
25 |
Вільне |
|
11 |
Щільне |
26 |
Нормальне |
|
12 |
Вільне |
27 |
Щільне |
|
13 |
Вільне |
28 |
Нормальне |
|
14 |
Нормальне |
29 |
Щільне |
|
15 |
Щільне |
30 |
Вільне |
7.1 Загальна характеристика шпонкових з’єднань
Шпонкові зєднання (keyed joint) призначенні для передачі обертових моментів між валами і втулками ( таких як: шківи, муфти, зірочки, зубчасті колеса та інші деталі машин). Шпонкові зєднання застосовують, коли до точності центрування деталей, що з’єднуються, не висувають певних вимог.
Найбільшого поширення набули шпонкові зєднання з призматичними, сегментними і клиновими шпонками.
Шпонкові зєднання поділяються на два типи: ненапружені – з призматичними і сегментними шпонками, і напружені – з клиновими шпонками.
Основними параметрами шпонкового зєднання (рисунок 7.1) з призматичними або сегментними шпонками є: b – ширина шпонки і ширина пазів вала і втулки; h – висота шпонки; t 1, t2 – глибина паза відповідно вала і втулки; d – діаметр сегментної шпонки; lш – довжина шпонки; lшп – довжина шпонкового паза.
Рисунок 7.1 – Основні параметри шпонкового зєднання з призматичною і сегментною шпонками
Номінальні значення параметрів приймаються за ГОСТ 23360-78 для призматичних шпонок (додаток Ж, таблиця Ж21) і за ГОСТ 24071-80 для сегментних шпонок (додаток Ж, таблиця Ж22), залежно від діаметра вала.
Довжини шпонок повинні вибиратись з ряду: 6, 8, 10, 12, 14, 16, 18, 20, 22, 25, 28, 32, 36, 40, 45, 50, 63, 70, 80, 90, 100, 110, 125, 140, 160, 180, 200 мм.
7.2 Допуски і посадки шпонкових з’єднань
У шпонкових з’єднаннях з’єднуваними (посадковими) розмірами є діаметр шпонкового з’єднання d, розмір b (ширина шпонки, ширина паза вала і паза втулки). Інші розміри елементів шпонкових з’єднань є вільними (не посадковими).
Тому, допуски і посадки для шпонкових з’єднань слід призначати в такій послідовності: на з’єднання вал – втулка; на з’єднання шпонка – паз вала і шпонка – паз втулки; на вільні (не посадкові) розміри.
Для з’єднання вал – втулка по діаметру d залежно від умов його роботи рекомендуються поля допусків, наведені в таблиці 7.2.
Таблиця 7.2 – Шпонкові з’єднання з призматичними шпонками
|
Умови роботи з’єднання |
Поля допусків |
Посадки |
|
|
отвору |
вала |
||
|
При точному центруванні |
H6 |
js6, k6, m6,n6 |
Перехідні |
|
При великих динамічних навантаженнях |
H7, H8 |
s7, x8, u8, s8 |
З натягом |
|
При осьовому переміщенні втулки на валу |
H6, H7 |
h6, h7 |
З зазором |
За шириною шпонки (за розміром b) можуть мати місце три різновиди посадок, або з’єднань: вільне, нормальне і щільне.
Залежно від цього, для з’єднань шпонка–паз вала і шпонка–паз втулки за ГОСТ 23360-78 встановлені поля допусків для розмірів цих елементів (таблиця 7.3).
Таблиця 7.3 – Рекомендовані поля допусків для шпонкових з’єднань
|
Тип з’єднання |
Рекомендовані поля допусків для ширини |
||
|
шпонки |
паза вала |
паза втулки |
|
|
Вільне |
h9 |
H9 |
D10 |
|
Нормальне |
N9 |
Js9 |
|
|
Щільне |
N9 |
P9 |
Вільне з'єднання забезпечує посадку шпонки із втулкою з гарантованим зазором, а посадку шпонки з валом з невеликим зазором .
У нормальному з'єднанні посадки шпонки із втулкою і з валом – перехідні, причому ймовірність натягу в з’єднанні шпонка-паз втулки мала.
Щільне з'єднання забезпечує посадку шпонки із втулкою з натягом, а шпонки з валом – перехідну посадку з великою ймовірністю натягу.
Поля допусків і граничні відхилення не посадкових (вільних) розмірів з’єднань з призматичними шпонками наведені в таблиці 7.4 (ГОСТ 23360-78).
Таблиця 7.4 – Поля допусків і граничні відхилення не посадкових розмірів з’єднання з призматичними шпонками
|
Елемент з’єднання |
Поля допусків і граничні відхилення розмірів |
||||
|
Висота h |
Довжина l |
Глибина на валу t1 (або розмір d- t1)* і на втулці t2 (або розмір d+ t2) |
|||
|
При висоті шпонки h, мм |
|||||
|
Шпонка |
h11; h9** |
h14 |
- |
- |
- |
|
Паз |
- |
H15 |
+0,1 0 |
+0,2 0 |
+0,3 0 |
* Для вказаного розміру верхні граничні відхилення рівні нулю, а нижні граничні відхилення мають ті ж самі числові, але від’ємні значення.
** Застосовується при висоті шпонок h = 2…6 мм.
7.3 Алгоритм розрахунку посадок для шпонкових з’єднань
Спроектувати задане шпонкове з’єднання враховуючи умови роботи, тип та вид з’єднання.
1) Залежно від діаметра шпонкового з’єднання за ГОСТ 23360-78 або таблицею Ж21 (додаток Ж) для з’єднань з призматичними шпонками визначають номінальні розміри елементів шпонкового з’єднання: ширину шпонки і ширину пазів вал і втулки, висоту шпонки, довжину шпонки і довжину паза вала, глибину паза вала і втулки.
Основні розміри з’єднань з сегментними шпонками наведені в таблиці Ж22 (додаток Ж) і ГОСТ 24071-80.
2) Залежно від умов роботи з’єднання призначають поля допусків на посадкові діаметри шпонкових вала і втулки за таблицею 7.2.
Визначають граничні відхиленні посадкових діаметрів отвору і вала за ГОСТ 25347-89.
3) За таблицею 7.3 (ГОСТ 23360-78) залежно від призначення посадки, призначають поля допусків на ширину шпонки, ширину пазів вала і втулки.
Будують схему розташування полів допусків за шириною «b» шпонкового з’єднання з призматичною шпонкою для заданої посадки (рисунок 7.1).
4) За таблицею 7.4 або ГОСТ 23360-78 призначають поля допусків для інших (не посадкових) розмірів елементів шпонкового з’єднання – висоти шпонки і довжини шпонки, довжини паза вала.
5) Призначають граничні відхилення розмірів елементів шпонкового з’єднання (ГОСТ 25347-89) – ширини і висоти шпонки, ширини паза вала і втулки, довжини шпонки і довжини паза вала.
6) Граничні відхилення глибини паза вала і паза втулки призначають за таблицею 7.4 (ГОСТ 24071-80).
7) Розраховують значення основних характеристик посадок у з’єднанні шпонки з пазом втулки та пазом вала.
Шорсткість бічних поверхонь шпонки і пазів вала і втулки – Rz20, інших поверхонь – Rz40.
8) Приклад складального креслення і креслення шпонкового з’єднання наведено в додатку Д14.
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (рисунок Д16, додаток Д).
Розрахунок приводимо тільки для заданих даних.
7.4 Приклад розрахунку посадки шпонкового з’єднання
Умова: дано номінальний діаметр з’єднання dН = DН =76мм; тип шпонки – призматична; вид з’єднання – щільне. Необхідно розрахувати параметри шпонкового з’єднання та побудувати схему розташування полів допусків у вільному шпонковому з’єднанні.
1 Призначаємо параметри шпонки згідно заданих умов.
Згідно заданого діаметра вала DН = dН = 76 мм призначаємо шпонку перерізом b × h = 22×14, де b = 22 мм – ширина шпонки; h = 14 мм – висота шпонки [3].
Довжина шпонки l = 4b = 4·22 = 88 мм ( 56 < l < 220 ).
Отже приймаємо b × h × l = 22 × 14× 88.
2 Розшифровуємо умовне позначення шпонки:
b = 22 мм – ширина шпонки, а значить ширина втулки і вала;
h = 14 мм – висота шпонки, для якої глибина паза вала t1 =9мм;
глибина паза втулки t2 = 5,4 мм;
l = 88 мм – довжина шпонки і паза вала.
3 Вибираємо посадки для шпонкового з’єднання.
Враховуючи, що тип шпонки – призматичний, вид шпонкового з’єднання – вільне, а діаметр вала – d = 76 мм знаходимо поля допусків [1] на:
ширину шпонки – h9, тобто 22h9;
ширину паза вала – N9, тобто 22N9;
ширину паза втулки – P9, тобто 22P9;
висоту шпонки – h11, тобто 14h11;
довжину шпонки – h14, тобто 88h14;
довжину паза вала – H15, тобто 88H15;
глибину паза вала – 9+0,2, втулки – 5,4+0,2.
4 Визначаємо відхилення розмірів всіх спряжених поверхонь [1]:
Для ширини шпонки 22h9:
td = 52 мкм = 0,052 мм;
es = 0; ei = - 52 мкм = - 0,052 мм.
Для ширини паза вала 22Р9:
TD = 52 мкм = 0,052 мм;
ES = -22 мкм = -0,022 мм;
EI = -74 мкм = -0,074 мм.
Для ширини паза втулки 22P9:
TD = 52 мкм = 0,052 мм;
ES = -22 мкм = -0,022 мм;
EI = -74 мкм = -0,074 мм.
Для висоти шпонки 14h11:
td = 110 мкм = 0,11 мм;
es = 0; ei = - 110 мкм = - 0,11 мм.
Для довжини шпонки 88h14:
td = 870 мкм = 0,87 мм;
es = 0; ei = - 870 мкм = - 0,87 мм
Для довжини паза вала 88H15:
TD = 1400 мкм = 1,4 мм;
ES = + 1400 мкм = + 1,4 мм;
EI = 0.
Для глибини паза вала
t1 = 7,5+0,2;
d – t1 = 76 – 7,5 = 68,5-0,2.
Для глибини паза втулки t2 = 5,4+0,2:
D + t2 = 76 + 4,9 = 80,9-0,2.
4 Розраховуємо величину посадок у з’єднанні шпонки з пазом втулки та пазом вала:
Шпонка з пазом втулки має посадку перехідну 22,
тому
Nmax = es – EI= 0 – (– 0,074) = 0,074 (мм);
Smax = ES – ei = -0,022 – (-0,052) = 0,03 (мм).
Шпонка з пазом вала має перехідну посадку 22 тому
Nmax = es – EI= 0 – (– 0,074) = 0,074 (мм);
Smax = ES – ei = -0,022 – (-0,052) = 0,03 (мм).
Будуємо схему розташування полів допусків шпонкового з’єднання.
8 ВИБІР ТА РОЗРАХУНОК ПОСАДОК ДЛЯ ШЛІЦЬОВИХ ЗЄДНАНЬ
Вихідні дані для розрахунку та вибору посадки в шліцьових з’єднання приведені в таблиці 8.1, які містять наступні параметри:
зовнішнього діаметру вала;
зовнішнього діаметру втулки;
внутрішнього діаметру вала;
внутрішнього діаметру втулки;
ширини шліца вала;
ширини шліца втулки.
Таблиця 8.1 – Вихідні дані розрахунку посадки шліцьових з’єднань
|
№ варіанту |
Зовнішній діаметр, D |
Внутрішній діаметр, d |
Ширина шліца, b |
|||
|
Втулка |
Вал |
Втулка |
Вал |
Втулка |
Вал |
|
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
Рекомендовані поля допусків при центруванні по D |
||||||
|
1 |
H7 |
f7 |
- |
- |
F8 |
d9 |
|
2 |
H7 |
g6 |
- |
- |
F8 |
e8 |
|
3 |
H7 |
f7 |
- |
- |
F10 |
e9 |
|
4 |
H8 |
e8 |
- |
- |
Js10 |
d10 |
|
5 |
H7 |
n6 |
- |
- |
F8 |
h6 |
|
6 |
H8 |
e8 |
- |
- |
F8 |
h8 |
|
7 |
H7 |
h6 |
- |
- |
F10 |
h9 |
|
8 |
H7 |
f7 |
- |
- |
D9 |
d9 |
|
9 |
H7 |
g6 |
- |
- |
D9 |
e8 |
|
10 |
H7 |
h6 |
- |
- |
D9 |
f7 |
|
Рекомендовані поля допусків при центруванні по d |
||||||
|
11 |
H12 |
a11 |
H6 |
g5 |
F8 |
d8 |
|
12 |
H12 |
a11 |
H6 |
js5 |
F8 |
h9 |
|
13 |
H12 |
a11 |
H7 |
e8 |
F8 |
f7 |
|
14 |
H12 |
a11 |
H7 |
js7 |
H8 |
h8 |
|
15 |
H12 |
a11 |
H7 |
n6 |
H8 |
h9 |
|
16 |
H12 |
a11 |
H8 |
e8 |
H8 |
js7 |
|
17 |
H12 |
a11 |
H8 |
e8 |
F10 |
e8 |
|
18 |
H12 |
a11 |
H8 |
e9 |
F10 |
f7 |
|
19 |
H12 |
a11 |
H6 |
g5 |
F10 |
f8 |
|
20 |
H12 |
a11 |
H6 |
js5 |
F10 |
f9 |
|
Рекомендовані поля допусків при центруванні по b |
||||||
|
21 |
H12 |
a11 |
- |
- |
F8 |
e8 |
Продовження таблиці 8.1
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
|
22 |
H12 |
a11 |
- |
- |
F8 |
f8 |
|
23 |
H12 |
a11 |
- |
- |
F8 |
f7 |
|
24 |
H12 |
a11 |
- |
- |
D9 |
e8 |
|
25 |
H12 |
a11 |
- |
- |
D9 |
f8 |
|
26 |
H12 |
a11 |
- |
- |
D9 |
f9 |
|
27 |
H12 |
a11 |
- |
- |
D10 |
d10 |
|
28 |
H12 |
a11 |
- |
- |
D10 |
d8 |
|
29 |
H12 |
a11 |
- |
- |
F10 |
e8 |
|
30 |
H12 |
a11 |
- |
- |
F10 |
f8 |
8.1 Загальна характеристика шліцьових з’єднань
Шліцьові зєднання (splined joint) мають таке ж призначення як і шпонкові. Перевагою цих з’єднань є не тільки їх здатність передавати великі обертові моменти, але й можливість здійснювати відносне переміщення з’єднуваних деталей уздовж осі, легкість складання і розбирання під час ремонту.
Найважливішою перевагою шліцьових з’єднань порівняно з шпонковими є можливість передавати великі обертові моменти, висока міцність і надійність з’єднання, підвищена точність центрування валів і втулок. У машинобудуванні найчастіше застосовуються три різновиди шліцьових з’єднань: з прямобічним, евольвентним і трикутним профілем шліців.
Серед шліцьових з’єднань найбільшого поширення набули прямобічні шліцьові з’єднання, які застосовуються як для рухомих так і для нерухомих з’єднань.
Залежно від величини обертового моменту, що передають шліцьові з’єднання, вони поділяються на три типи: легкої, середньої і важкої серії. Основні розміри і числа зубців прямобічних шліцьових з’єднань встановлені ГОСТ 1139-80 і наведено в таблиці Ж23 (додаток Ж).
Залежно від експлуатаційних і технологічних вимог центрування вала і втулки виконується одним з трьох методів: за зовнішнім діаметром D, за внутрішнім діаметром d і боковими сторонами b шліців (рисунок 8.1).
Центрування за зовнішнім діаметром D (рисунок 8.1, а) рекомендується здійснювати, коли високі вимоги до співпадання осей (співвісності) шліцьових деталей і твердість втулки не надто висока та її можна обробляти протягуванням, а вал обробляється фрезеруванням і остаточним шліфуванням по зовнішньому діаметру D. Цей спосіб найбільш простий і економічний.
Центрування за внутрішнім діаметром d (рисунок 8.1, б) здійснюється у випадку підвищених вимог до співпадання осей шліцьових деталей, якщо втулка має високу твердість, що не дозволить обробити її протягуванням і точний розмір можна дістати при шліфуванні діаметра d. Цей спосіб центруванням значно дорожчий, однак забезпечує високу точність центрування і застосовується у більшості випадків для рухомих з’єднань.
Центрування за боковими сторонами b (рисунок 8.1, в) шліців застосовується у тих випадках, якщо не ставляться підвищені вимоги до точності співпадання осей шліцьових деталей, при передачі значних навантажень і обертових моментів (у карданних валах тракторів і редукторів). Цей спосіб центрування сприяє рівномірному розподіленню навантажень між зубцями, але через невисоку точність центрування застосовується рідко.
8.2 Допуски і посадки прямобічних шліцьових з’єднань
Поля допусків і посадки для розмірів елементів прямобічних шліцьових з’єднань встановлені ГОСТ 1139-80. Рекомендовані цим стандартом переважного застосування поля допусків і посадки залежно від способу центрування шліцьових деталей наведені в таблицях 8.2 – 8.4.
Таблиця 8.2 – Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів D і b при центруванні за D (за ГОСТ 1139-80, скорочено)
|
Поля допусків |
Посадки |
|
|
Втулки |
Вала |
|
|
Для розміру D |
||
|
Н7 |
f7; js6 |
H7/f7; H7/js6 |
|
Для розміру b |
||
|
F8 |
f7; f8; js7 |
F8/f7; F8/f8; F8/js7 |
Таблиця 8.3 – Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів d і b при центруванні за d (за ГОСТ 1139-80, скорочено)
|
Поля допусків |
Посадки |
|
|
Втулки |
Вала |
|
|
Для розміру d |
||
|
Н7 |
f7; g6 |
H7/f7; H7/g6 |
|
Для розміру b |
||
|
D9; F10 |
h9; k7; js7 |
D9/h9; D9/k7; F10/js7 |
Таблиця 8.4 – Рекомендовані переважні поля допусків і посадки для розмірів b при центруванні за b (за ГОСТ 1139-80, скорочено)
|
Поля допусків |
Посадки |
|
|
Втулки |
Вала |
|
|
F8; D9; F10 |
js7; e8; f8; d9 |
F8/js7; D9/e8; D9/f8; F10/d9; F10/f8 |
Якщо центрування шліцьових деталей здійснюється за одним з параметрів, то інші параметри є нецентруючими, поля допусків для яких: для вала а11, для втулки Н12. Допускається не позначати поля допусків нецентруючих діаметрів.
Граничні відхилення розмірів елементів шліцьових деталей залежно від їх номінальних розмірів і полів допусків визначаються за ГОСТ 25347-89.
Приклад умовного позначення прямобічного шліцьового з’єднання з параметрами z = 8, d = 32, D = 36, b = 6 мм з центруванням за D:
з’єднання D – 8 x 32H12/a11 x 36 H7/f7 x 6 F8/f8;
втулка D – 8 x 32H12 x 36 H7 x 6F8;
вал D – 8 x 32a11 x 36 f7 x 6 f8.
Квалітети центруючих поверхонь 5…10; шорсткість Ra = 0,32…2 мкм. Квалітети нецентруючих поверхонь 11…12; шорсткість Ra = 5…20 мкм.
8.3 Алгоритм розрахунку посадок для шліцьових з’єднань
1) Призначають номінальні розміри і числа зубців заданого прямобічного шліцьового з’єднання за ГОСТ 1139-80 або таблицею Ж23 (додаток Ж).
2) Проводять обґрунтування і пояснення позначень всіх параметрів шліцьового з’єднання.
3) Визначають граничні відхилення розмірів елементів шліцьових деталей залежно від їх номінальних розмірів і полів допусків за ГОСТ 25347-89.
4) Визначають основні характеристики шліцьового з’єднання, а розраховані дані подають у вигляді таблиці 8.5.
Таблиця 8.5 – Параметри шліцьового з’єднання
|
Параметр |
Шліцьова втулка |
Шліцьовий вал |
||||||
|
Поле допуску |
ES |
EI |
TD |
Поле допуску |
es |
ei |
Td |
|
|
D |
||||||||
|
d |
||||||||
|
b |
5) Проставляють розміри з відхиленнями на складальному і кресленнях шліцьових з’єднань.
Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик (додаток Д, рисунок Д19). Для вибраної посадки будують схеми полів допусків з позначенням основних характеристик. Результати розрахунків заносять в таблицю 8.5.
Розрахунок приводять тільки для заданих даних, для інших типових з'єднань характеристики заносимо в таблицю 8.5.
Умова: дано шліцьове з’єднання з умовним позначенням – b - z d D b F8/f9; D = 72 (мм); d = 62 (мм). Згідно умов роботи вибираємо серію. У нашому випадку серія середня. Необхідно розрахувати всі параметри заданого з’єднання і побудувати схему розташування полів допусків для цього з’єднання.
1 Знаючи зовнішній і внутрішній діаметри, вибираємо параметри для шліцьового з’єднання [3].
Отже маємо: b - 8627212 F8/f9.
2 Розшифровка позначень посадки
Умовне позначення шліцьового з’єднання:
b - 8 62 72 12 F8/f9.
Умовне позначення шліцьової втулки:
b - 8 62 72 12 F8.
Умовне позначення шліцьового вала:
b - 8 62 72 12 f9,
де b – позначення центруючого елемента шліцьового з’єднання, а саме ширини паза, який виконується з підвищеною точністю;
8 кількість шліців;
62 номінальний внутрішній діаметр шліцьового з’єднання;
72 – внутрішній діаметр шліцьової втулки та зовнішній шліцьового вала.
Оскільки в позначенні немає позначення поля допуску для зовнішнього та внутрішнього діаметрів шліцьового з’єднання, то вони виконуються з посадкою, що гарантує значний зазор, а саме 72H12/a11 і 62Н12/f6;
12 F8 – ширина шліцьового паза;
F8 – поле допуску шліцьового паза з основним відхиленням F і квалітетом 8;
12 f9 – ширина шліца;
f9 - поле допуску шліца з основним відхиленням f і квалітетом 9.
3 Знаходимо значення відхилень для посадки з таблиць для гладких з’єднань [2], значення заносимо в таблицю 8.6
4 Знаходимо посадку зовнішнього діаметра: 72H12/a11;
Dmax = DH + ES=72+0,3 = 72,3 (мм);
Dmin = DH + EI = 72+0 = 72 (мм);
dmax = dH +es= 72 + (-0,36) = 71,64 (мм);
dmin = dH +ei= 72 + (-0,55) = 71,45 (мм);
Smax = ES – ei = +0,3 – (-0,55) = 0,85(мм)
Smin = EI – es = 0 – (-0,36) = 0,36 (мм).
5 Знаходимо посадку внутрішнього центруючого діаметра 62H12/f6;
Dmax = DH + ES=62+0,3 = 62,3 (мм);
Dmin = DH + EI = 62 + 0 = 62 (мм);
dmax = dH +es= 62 + (-0,03) = 61,97 (мм);
dmin = dH +ei= 62 + (-0,049) = 61,951 (мм);
Smax = ES – ei = +0,3 – (-0,049) = 0,251(мм)
Smin = EI – es = 0 – (-0,03) = 0,03(мм).
6 Знаходимо посадку ширини шліца: 12F8/f9;
Dmax = DH + ES=12+0,043 = 12,043 (мм);
Dmin = DH + EI = 12 + 0,016 = 12,016 (мм);
dmax = dH +es= 12 + (-0,016) = 11,984 (мм);
dmin = dH +ei= 12 + (-0,059) = 11,941 (мм);
Smax = ES – ei = +0,043 – (-0,059) = 0,102(мм);
Smin = EI – es = +0,016 – (-0,016) = 0,032 (мм).
Розраховані значення заносимо в таблицю 8.6
7 Креслимо ескізи шліцьової втулки, шліцьового вала та шліцьового з’єднання та вказуємо на них розміри та шорсткість відповідних поверхонь.
Таблиця 8.6 – Характеристика шліцьового з’єднання
|
Параметр |
втулка |
вал |
зазор |
|||
|
Dmax |
Dmin |
dmax |
dmin |
Smax |
Smin |
|
|
Зовнішній діаметр D=72 |
72,3 |
72 |
71,64 |
71,45 |
0,85 |
0,36 |
|
Внутрішній діаметр d=62 |
62,3 |
62 |
61,97 |
61,951 |
0,83 |
0,34 |
|
Ширина шліца b=12 |
12,043 |
12,016 |
11,984 |
11,941 |
0,102 |
0,032 |
9 РОЗРАХУНОК РОЗМІРНИХ ЛАНЦЮГІВ
Вихідні дані для розрахунку розмірних ланцюгів приведені в таблиці 9.1, які містять наступні параметри:
Таблиця 9.1 – Вихідні дані розрахунку розмірних ланцюгів
|
№ варіанту |
Зазор, A∑ |
Граничні відхилення |
№ варіанту |
Зазор, A∑ |
Граничні відхилення |
||
|
es |
ei |
es |
ei |
||||
|
1 |
0,45 |
+0,15 |
-0,25 |
16 |
0.60 |
+0.12 |
-0.28 |
|
2 |
0,50 |
+0,10 |
-0,30 |
17 |
0.65 |
+0.15 |
-0.18 |
|
3 |
0,55 |
+0,10 |
-0,25 |
18 |
0.70 |
+0.17 |
-0.20 |
|
4 |
0,50 |
+0,15 |
-0,20 |
19 |
0.75 |
+0.15 |
-0.25 |
|
5 |
0,55 |
+0,26 |
-0,25 |
20 |
0.44 |
+0.18 |
-0.20 |
|
6 |
0,60 |
+0,28 |
-0,25 |
21 |
0.48 |
+0.20 |
-0.15 |
|
7 |
0,65 |
+0,18 |
-0,25 |
22 |
0.52 |
+0.10 |
-0.18 |
|
8 |
0,70 |
+0,30 |
-0,10 |
23 |
0.55 |
+0.20 |
-0.15 |
|
9 |
0,65 |
+0,30 |
-0,12 |
24 |
0.60 |
+0.15 |
-0.24 |
|
10 |
0.50 |
+0.25 |
-0.20 |
25 |
0.63 |
+0.30 |
-0.12 |
|
11 |
0.40 |
+0.20 |
-0.15 |
26 |
0.65 |
+0.85 |
-0.25 |
|
12 |
0.45 |
+0.15 |
-0.22 |
27 |
0.70 |
+0.25 |
-0.17 |
|
13 |
0.55 |
+0.22 |
-0.30 |
28 |
0.75 |
+0.40 |
-0.05 |
|
14 |
0.58 |
+0.30 |
-0.15 |
29 |
0.80 |
+0.30 |
-0.12 |
|
15 |
0.46 |
+0.45 |
-0.10 |
30 |
0.50 |
+0.25 |
-0.20 |
9.1 Основні поняття і визначення
В будь-якій конструкції машини або механізму окремі деталі зв’язані між собою їх взаємним розміщенням, розмірами та допусками на них. Вказаний взаємозв’язок регламентується розмірними ланцюгами.
Розмірним ланцюгом (dimension chain) називається сукупність взаємозв’язаних розмірів, які утворюють замкнутий контур та визначають взаємне розміщення поверхонь (осей) однієї або декількох деталей.
Однією з основних властивостей розмірного ланцюга є його замкнутість, яка і визначає взаємозв’язок розмірів деталей, які входять в розмірний ланцюг.
Кожний з розмірів, які утворюють розмірний ланцюг, називається ланкою. Серед ланок розмірного ланцюга розрізняють одну замикаючу ланку, а інші - складові .
Замикаюча ланка (closing link) розмірного ланцюга А безпосередньо не виконується, а утворюється автоматично в результаті виконання всіх інших (складових) ланок.
При аналізі розмірних ланцюгів вводять також поняття вихідної ланки.
Вихідною називається ланка, до якої пред’являється основна вимога точності і яка визначає якість виробу згідно з технічними умовами його експлуатації. В процесі обробки або складання виробу вихідна ланка може виконуватись останньою, замикаючи розмірний ланцюг. В цьому разі вона виконує роль замикаючої ланки.
По відношенню до замикаючої ланки складові ланки поділяються на збільшувальні, із збільшенням яких замикаюча ланка збільшується, та зменшувальні, при збільшенні яких замикаюча ланка зменшується.
Вид ланки (збільшувальна або зменшувальна) можна встановити, використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схемі розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки. Всі складові ланки також позначаються стрілками, починаючи від ланки сусідньої з вихідною. Стрілки повинні складати один замкнутий контур. Всі складові ланки, які мають в даному випадку направлення стрілок однакове з замикаючою, будуть зменшувальними, а інші ланки – збільшувальними.
Розрахунок і аналіз розмірних ланцюгів дозволяє:
Пряма задача. По заданому номінальному розміру, допуску та граничним відхиленням вихідної ланки визначити номінальні розміри, допуски та граничні відхилення всіх складових ланок розмірного ланцюга. Задача цього типу є найбільш важливою і вирішується при проектному розрахунку розмірного ланцюга.
Обернена задача. По встановленим номінальним розмірам, допускам і граничним відхиленням складових ланок визначити номінальний розмір, допуск та граничне відхилення замикаючої ланки. Таку задачу вирішують при перевірному розрахунку.
9.2 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму
В основі розрахунку розмірного ланцюга лежить найбільш поширений метод забезпечення точності вихідної ланки – метод повної взаємозамінності.
Вище було сказано, що однією з властивостей розмірного ланцюга є замкнутість, коли всі його ланки складають замкнутий контур.
Ця властивість розмірного ланцюга описується основним рівнянням, яке має вид:
, (9.1)
де А - номінальний розмір замикаючої ланки;
Аізб – номінальний розмір збільшувальної ланки;
Аізм - номінальний розмір зменшувальної ланки;
m - кількість збільшувальної ланок;
n - кількість зменшувальної ланок.
Прийнято, що в цьому рівнянні розміри збільшувальних ланок входять із знаком “плюс”, а розміри замикаючої ланки і всіх зменшувальних – із знаком “мінус”.
Розрахунок розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму базується на трьох рівняннях:
, (9.2)
, (9.3)
. (9.4)
Рівняння (9.2) випливає з рівняння (9.1) і визначає зв’язок між номінальним значеннями складових ланок і замикаючої ланки .
Із рівняння (9.3) слідує, що допуск замикаючої ланки Т в лінійних розмірних ланцюгах дорівнює сумі допусків всіх складових ланок, як збільшувальних, так і зменшувальних.
Аналіз цього рівняння показує, що для забезпечення найменшої похибки замикаючої ланки необхідно, щоб розмірний ланцюг складався з найменшого числа ланок (на цьому оснований принцип “найкоротшого ланцюга”).
9.3 Розв’язання прямої задачі
Як було відзначено вище, для розв’язання прямої задачі повинні бути відомі номінальне значення, допуски та граничні відхилення вихідної ланки. В процесі розв’язання прямої задачі визначаються номінальні розміри, допуски та граничні відхилення всіх складових ланок. Таким чином задача розв’язується в три етапи:
1. Визначення номінальних розмірів;
2. Визначення допусків;
3. Визначення граничних відхилень всіх складових ланок.
Перший етап, а саме визначення номінальних розмірів складових ланок, як правило, труднощів не викликає. Наведемо приклад розрахунку розмірного ланцюга методом максимуму-мінімуму.
1) Формулювання задачі.
Необхідно визначити вихідну ланку розмірного ланцюга і її вплив на роботу механізму.
2) Аналіз конструкції.
На основі аналізу конструкції механізму, в якому знаходиться задана вихідна ланка вказують які конкретно ланки впливають на зміну розміру вихідної ланки. Для цього будують схему розмірного ланцюга, яка складається з фрагменту механізму із схематично позначеними ланками розмірного ланцюга. Ланкам розмірного ланцюга присвоюють номера (додаток Д, рисунок Д9).
Наприклад, вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів буртиків А1 і А5 втулок 3 і 8, ширини маточин А2 і А4 шестерень 4 і 6, ширини А3 кільця 5, а також розмірів А6 і А7 половинок 1 і 7 корпуса редуктора.
3) Визначають зменшувальні і збільшувальні ланки.
Згідно схеми розмірного ланцюга, яка наведена в попередньому пункті, окремо креслять тільки схематичне зображення розмірного ланцюга без фрагмента механізму.
Користуючись правилом обходу по контуру визначають збільшувальні та зменшувальні ланки.
4) Визнають допуск на розмір вихідної ланки.
Згідно з заданими технічними умовами, а сама значеннями номінального розміру та граничних відхилень вихідної ланки визначають допуск на розмір вихідної ланки
Т∑= Аmax – Аmin.
5) Розраховують основне рівняння розмірного ланцюга.
Користуючись схематичним зображенням розмірного ланцюга та використовуючи формулу 9.1 складають основне рівняння розмірного ланцюга.
Із конструктивних міркувань призначають (вимірюють) розміри всіх складових ланок, що входять в розмірний ланцюг.
Підставляють прийняті значення розмірів в основне рівняння, перевіряють виконання вимоги до основного рівняння.
Вимога основного рівняння розмірного ланцюга повинна виконуватись. На цьому перший етап розв’язання задачі завершений .
На другому етапі визначають допуски всіх складових ланок.
Приймають, що допуск вихідної ланки буде розподілятись між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності. Для цього виконують наступні розрахунки:
1) Визначають число одиниць допуску за формулою
, (9.5)
де - допуск вихідної ланки;
- одиниця допуску.
Допуск вихідної ланки визначений вище. Одиниці допуску вибирають по таблиці 9.2 в залежності від значення номінальних розмірів всіх складових ланок.
Таблиця 9.2 – Визначення одиниць допуску
|
Інтервали розмірів, мм |
В межах від 3 до 6 |
В межах від 6 до 10 |
В межах від 10 до 18 |
В межах від 18 до 30 |
В межах від 30 до 50 |
|
і,мкм |
0,73 |
0,90 |
1,08 |
1,31 |
1,56 |
|
Інтервали розмірів, мм |
В межах від 50 до 80 |
В межах від 80 до 120 |
В межах від 120 до 180 |
В межах від 180 до 250 |
В межах від 250 до 315 |
|
і,мкм |
1,86 |
2,17 |
2,52 |
2,89 |
3,22 |
Після визначення значення а по таблиці 9.3 вибирають найближче менше число одиниць допуску яке відповідає певному квалітету.
Таблиця 9.3 – Залежність кількості одиниць допуску від квалітету
|
Квалітет |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
|
Кількість одиниць допуску, а |
7 |
10 |
16 |
25 |
40 |
64 |
100 |
160 |
200 |
400 |
По ДСТУ 2500-94 (додаток Ж, таблиця Ж24) призначають допуски на всі складові ланки відповідно вибраного квалітету.
2) Перевіряють правильність призначення допусків по формулі :
. (9.6)
Всі необхідні дані визначені в попередніх розділах. Якщо умова не виконується, перевіряють правильність призначення квалітету та допусків.
На третьому етапу визначають граничні відхилення всіх складових ланок в такій послідовності:
1) Призначають відхилення на всі складові розміри. Зокрема, на розміри ступінчасті, відхилення будуть симетричними, а на всі інші розміри – як на основний вал, тобто в “мінус”.
Наприклад: А2= 150- 0,043, А6=136 0,050.
2) Розраховують середні значення відхилень полів допусків замикаючої та всіх складових ланок за формулою
. (9.7)
3) Перевіряють правильність призначення граничних відхилень за формулою 9.4.
Перевіряють виконання умови, якщо умова не виконується то доцільно ввести “залежну” ланку.
4) Розрахунок “залежної” ланки. Зберігають прийняті вище відхилення для всіх ланок крім залежної ланки. Визначають середнє відхилення залежної ланки, враховуючи збільшувальна вона чи зменшувальна
. (9.8)
5) Визначають граничні відхилення залежної ланки по формулах:
Sхзм = схзм + ½ ТХ , (9.9)
Іхзб = схзм - ½ ТХ . (9.10)
Перевіряють ще раз правильність призначення граничних відхилень по формулі 9.4.
Якщо всі базові умови виконуються, то задача розв’язана вірно.
6) Перевіряють правильність призначення допусків. Слід відзначити, якщо сума допусків на складові ланки значно менше, ніж допуск на замикаючу ланку Т, це значить, що наші вимоги щодо точності конструкції, яка розглядається, виявились завищеними. Причиною цього є те, що ми з самого початку наших розрахунків прийняли умову, при якій всі складові ланки повинні бути виконані в одному ступені точності. Усвідомлюючи це, можна запропонувати, по можливості, розширити допуски на найбільш трудомісткі в технологічному відношенні деталі (ланки). При цьому, звичайно, умова не повинна порушуватись.
Отже, необхідно призначити допуски на розміри корпусних деталей по більш грубішому квалітету та перевірити знову виконання умови за (9.6). Умова повинна виконуватися.
Таблиця 9.4 – Основні характеристики ланок розмірних ланцюгів
|
Номінальний розмір ланки, мм |
Квалітет |
Поле допуску IT, мкм |
Граничні відхилення, мкм |
Позначення ланки на кресленні |
|
|
верхнє |
нижнє |
||||
9.4 Приклад розрахунку розмірного ланцюга
1 Визначення номінальних розмірів складових ланок
Для нормальної роботи заданого вузла, згідно з технічними вимогами, необхідно, щоб зазор між корпусом 4 і торцями зубчастих коліс 5 і 6 знаходився в межах 0,15…0,39 мм
Необхідно визначити допуски та граничні відхилення на розміри тих деталей, які визначають величину зазору.
Аналіз конструкції (рис.1.1) показує, що вихідною ланкою є осьовий зазор, який залежить від розмірів ширини виступів підшипника ковзання (втулки) А1, А2, А6, розмірів компенсатора А5 і А3 , ширини зубчатого колеса А4 , глибини розточки в корпусі А7.
Будуємо схему розмірного ланцюга зображуючи її разом з фрагментом вузла механізму насоса ( рис. 9.1 ).
Рисунок 9.1 – Вузол механізму насоса
Визначаємо зменшувальні та збільшувальні ланки. Вид ланки (збільшувальна або зменшувальна) можна встановити, використовуючи правило обходу по контуру. Для цього на схемі розмірного ланцюга замикаючій ланці надають певне направлення, яке позначається стрілкою над буквеним позначенням ланки. Всі складові ланки також позначаються стрілками, починаючи від ланки сусідньої з вихідною. Стрілки повинні складати один замкнутий контур. Всі складові ланки, які мають в даному випадку направлення стрілок однакове з замикаючою, будуть зменшувальними, а інші ланки – збільшувальними.
А1, А3,…, А6 – зменшувальні ланки;
А7 – збільшувальні ланка.
Складаємо рівняння розмірного ланцюга:
AΣ + (- A1 – A2 - A3 - A4 - A5 - A6) + A 7 = 0 (9.11)
З конструктивних міркувань приймаємо значення розмірів всіх складових ланок
A1 = 7 мм;
A2 = 19 мм;
A3 = 12,2 мм;
A4 = 21 мм;
A5 = 12.2 мм;
A6 = 19 мм;
A7 = 90 мм;
Підставляємо прийняті значення розмірів в основне рівняння (9.11) і дістанемо:
0,4 + (–7 – 19 – 12,2 – 21 – 12,2 – 19) + 90 = 0
Отже вимога основного рівняння виконана. Перший етап розв’язання задачі завершений.
2 Визначення допусків всіх складових ланок розмірного ланцюга
Згідно з заданими технічними умовами AΣ=,
Допуск на розмір вихідної ланки згідно заданих технічних вимог дорівнює
ТΣ = AΣmax – AΣmin (9.12)
ТΣ = 0,79–0,55 = 0,24 (мм).
Допуск вихідної ланки будемо розподіляти між складовими ланками, користуючись методом рівного ступеня точності.
Визначаємо число одиниць допуску за формулою
, (9.13)
де Т∑ – допуск вихідної ланки;
і – одиниця допуску.
Значення одиниць допуску і залежно від номінальних значень розмірів складових ланок приймаємо згідно [2], допуск на розмір вихідної ланки ми визначили згідно формули 9.12. Підставляємо знайдені значення в формулу 9.13
За [2] приймаємо стандартне число одиниць допуску. Оскільки в таблиці немає точного відповідного стандартного числа одиниць допуску, то приймаємо найближче менше його значення. Отже приймаємо а = 25, що відповідає 8 квалітету.
По [2] призначаємо допуски на всі складові розміри по 8 квалітету
ТA1 = 22 мкм; ТA2 = 33 мкм;
ТA3 = 27 мкм; ТA4 = 33 мкм;
TA5 = 27 мкм; TA6 = 33 мкм;
TA7 = 54 мкм.
Перевіряємо правильність призначення допусків за формулою:
(9.14)
(22 + 33 + 27 + 33 + 27 + 33 + 54) ≤ 350;
229 ≤ 240.
Отже умова виконується.
3 Визначення граничних відхилень замикаючої та всіх складових ланок розмірного ланцюга
Згідно з рекомендаціями 2 призначаємо відхилення на всі складові розміри
А1 = 7 – 0,022 A2 = 19-0,033
A3 = 12,2 – 0,027 A4 = 21 – 0,033
A5 = 12,2 – 0,027 A6 = 19 – 0,033
A7 = 90 – 0,054 .
Розраховуємо середні відхилення полів допусків замикаючої та складових ланок за формулою:
;
Перевіряємо правильність призначення відхилень за формулою:
(9.16)
0,12 = 0,027 – (– 0,011 – 0,0165 – 0,0135 – 0,0165 – 0,0135 – 0,0165);
0,12 ≠ 0,1145.
Отже умова не виконується і тому доцільно ввести “залежну” ланку.
Нехай залежною ланкою буде A2. Тоді зберігаємо прийняті вище відхилення для всіх ланок крім ланки A2. Враховуючи, що ланка A2 – зменшувальна, її середнє відхилення визначаємо за формулою:
(9.17)
= Eс7 = 0,12 – (– 0,011 – 0,0165 – 0,0135 – 0,0165–0,0135– 0,0165)- – 0,027 = 0,052;
= Eс7 = 0,052.
Граничні відхилення залежної ланки визначаються за формулами:
= 0,052 + ( 0,054 / 2 ) = 0,079;
= 0,052 – ( –0,054 / 2 ) = 0,025.
Таким чином можна записати, що
A2 = 19;
Перевіримо ще раз правильність призначення відхилень за формулою 9.6 :
0,12 = 0,027 – (– 0,011 – 0,06 – 0,09 – 0,0135 – 0,0165 – 0,0135 – 0,06 – - 0,052);
0,12 = 0,12
Задача розв’язана вірно.
Отже, виконані розрахунки дозволили уточнити номінальні значення всіх розмірів, які входять в розмірний ланцюг і обґрунтовано призначити на них допуски та граничні відхилення. Розрахунки зводимо в таблицю 9.5.
Таблиця 9.5 – Значення допусків та граничних відхилень вихідної та складових ланок
|
Номінальний розмір, мм |
Квалітет |
Допуск, мкм |
Верхнє відхилення, мм |
Нижнє відхилення, мм |
Позначення ланки |
|
7 |
8 |
22 |
0 |
-0,022 |
А1 |
|
19 |
8 |
33 |
-0,06 |
-0,09 |
А2 |
|
12,2 |
8 |
27 |
0 |
-0,027 |
А3 |
|
21 |
8 |
33 |
0 |
-0,033 |
А4 |
|
12,2 |
8 |
27 |
0 |
-0,027 |
А5 |
|
19 |
8 |
33 |
-0,06 |
-0,09 |
А6 |
|
90 |
8 |
54 |
0 |
-0,054 |
А7 |
10 РОЗРАХУНОК ТОЧНОСТІ ЦИЛІНДРИЧНИХ ЗУБЧАТИХ КОЛІС
Вихідними даними для розрахунку точності зубчастих коліс є:
- частота обертання зубчатого колеса;
- діаметр зубчатого колеса;
- міжосьова відстань між спряженими зубчатими колесами.
Розрахунок проводиться для зубчатого колеса вказаного викладачем у завданні відповідно до виданого складального креслення.
10.1 Основні поняття та визначення
Зубчаті передачі це складні кінематичні пари, які мають ряд призначень, а саме: передача крутних моментів, зміни напрямку руху; зміни частоти обертання, перетворення обертального руху в поступальний і навпаки. Параметри точності регламентують точність окремого колеса та експлуатаційні параметри передачі за ГОСТ 164381.
ГОСТ 1643-81 поширюється на евольвентні циліндричні зубчасті колеса й зубчасті передачі зовнішнього і внутрішнього зачеплення з прямозубими, косозубими та шевронними зубчастими колесами з діаметром подільного кола до 6300 мм, модулем зубів від 1 до 55 мм, шириною зубчастого вінця або напівшеврона до 1250 мм. Евольвентний профіль зуба одержують при механічній обробці заготовок методом обкочування (без ковзання) зуборізним інструментом. При цьому профіль і геометричні параметри зубів зубчастих коліс повинні відповідати ГОСТ 13755-81.
Для зубчастих коліс і передач встановлено дванадцять ступенів точності, які позначаються у порядку зменшення точності арабськими цифрами від 1 до 12. Для ступеня точності 1 і 2 допуски й граничні відхилення в ГОСТ 1643-81 не приводяться, тому що ці ступені передбачені для майбутнього розвитку, коли технологія зубонарізування зможе забезпечити таку точність.
Ступені точності від 3 до 5 застосовують для виготовлення вимірювальних зубчастих коліс, що використовуються для контролю зубчастих коліс; колеса, застосовувані в особливо точних ділильних механізмах; зуборізний інструмент. Зубчасті колеса ступенів точності 5 - 8 широко застосовують в авіаційній, автомобільній і іншій галузях промисловості. Найбільше поширення в машинобудуванні мають зубчасті колеса 7- го ступеня точності. Такі колеса широко використовуються в металорізальних верстатах, швидкісних редукторах, автомобілях і тракторах. Зубчасті колеса ступеня точності 8-11 застосовують у вантажопідйомних механізмах і сільськогосподарських машинах. За дванадцятим ступенем точності виготовляють невідповідальні колеса із зубами, що не піддаються механічній обробці, наприклад литі.
Розрахунковим ступенем точності є шостий ступінь. Для цього ступеня точності розраховувалися допуски, а для інших ступенів числові значення допусків визначалися множенням або розподілом допусків 6- й ступеня на коефіцієнти переходу. У межах одного ступеня точності величини допусків і граничних відхилень для різних показників точності зв'язані між собою аналітичними залежностями, наведеними в стандарті.
Вибір ступеня точності передачі виконується конструктором на основі конкретних умов роботи передачі і тих вимог, які до неї пред'являються (коловій швидкості, режиму роботи, потужності, що передаватиметься тощо).
При виборі ступенів точності використовують один із трьох методів: розрахунковий, прецедентів (аналогів) або подібності (табличний).
Найкращим є розрахунковий метод, при якому необхідний ступінь точності визначається на основі кінематичного розрахунку погрішностей всієї передачі, розрахунку динаміки передачі, вимог до вібрацій і шуму передачі, розрахунку на контактну міцність і довговічність.
При методі прецедентів ступінь точності проектованої передачі приймають рівним ступеню точності передачі, яка демонструвала ефективність експлуатації.
При методі подібності для вибору ступеня точності використовують узагальнені рекомендації й таблиці, у яких вказані типові значення окружних швидкостей для кожного ступеня точності.
Для кожного ступеня точності встановлені показники точності, які зведені в три групи норм точності: норми кінематичної точності, плавності й контакту зубів. Такий поділ викликаний тим, що залежно від призначення й умов роботи зубчастих коліс і передач, пред'являються різні вимоги до точності виконання їх елементів.
Це дозволяє в одній передачі комбінувати різні ступені точності, тобто призначати їх відповідно до умов роботи та важливості показників. Наприклад, для тихохідних силових передач норми контакту зубів призначаються по більше високих ступенях точності, ніж норми кінематичної точності й плавності роботи колеса, а для передач відлікових механізмів норми контакту приймаються грубіше норм кінематичної точності.
Комбінування ступенів точності дозволяє на важливі функціональні параметри задавати більше високі вимоги, а на другорядні - знижені, що призводить до здешевлення виготовлення профілю зубів.
Між показниками точності зубчастих коліс існує певний взаємозв'язок, тому практично неможливо виготовити колеса зі значним розривом у ступенях точності за окремими показниками. Стандарт установлює обмеження при комбінуванні норм різних ступенів точності: норми плавності роботи зубчастих коліс і передач можуть бути не більше ніж на два ступені точніше або на один ступінь грубіше норм кінематичної точності; норми контакту зубів можуть призначатися по будь-яких ступенях, більше точним, чим норми плавності роботи зубчастих коліс і передач, а також на один ступінь грубіше норм плавності.
Якщо ж експлуатаційні вимоги до передачі за всіма показниками однакові, то для всіх показників точності коліс (норм точності) призначається один ступінь точності.
Для вибору кінематичного ступеня точності можна скористатись таблицею 10.1.
Таблиця 10.1 - Вибір степені точності в залежності від призначення зубчатих передач і їх колових швидкостей
|
Степінь точності циліндричного зубчастого колеса |
Область застосування |
Колові швидкості коліс: а)прямозубих б)непрямозубих |
|
5-а (прецизійні) |
Зубчасті колеса, призначені для передач з прецизійною узгодженістю обертання або такі, що працюють при високих швидкостях з найбільшою плавністю і безшумністю. Колеса прецизійних механізмів* або високошвидкісних передач (турбінні). Вимірювальні колеса для контролю коліс 8-ї і 9-ї ступеня точності |
а) Більше 30 м/с б) Більше 50м/с |
|
6-а (високоточні) |
Зубчасті колеса призначені для передач з точно узгодженим обертанням або працюють при підвищених швидкостях і більших навантаженнях плавно і безшумно. Колеса ділильних механізмів* або швидкісних редукторів**, відповідальні колеса авіа -, авто – і верстатобудування* * |
а) До 15 м/с б) До 30 м/с |
|
7-а (точні) |
Зубчасті колеса, що працюють при підвищених швидкостях і помірних навантаженнях, або, навпаки, колеса подачі у верстатах, де потрібна узгодженість рухів; колеса редукторів нормального ряду, колеса авіа - і автобудування |
а) До 10 м/с б) До 15 м/с |
Продовження таблиці 10.1
|
8-а (середньої точності) |
Зубчасті колеса загального машинобудування, які не вимагають особливої точності; колеса верстатів, які не входять в ділильні ланцюги, невідповідальні шестерні авіа-, авто- і тракторобудування, колеса вантажопідйомних механізмів, відповідальні шестерні сільськогосподарських машин |
а) До 6 м/с б) До 10 м/с |
|
9-а (пониженої точності) |
Зубчасті колеса, призначені для грубої роботи, до яких не пред'являються вимоги середньої точності, ненавантажені передачі, виконані з конструктивних міркувань більшими, ніж отримані з розрахунків |
а) До 2м/с б) До 4м/с |
* Ступінь по нормах плавності може бути на одну ступінь грубіша.
** Ступінь по нормах кінематичної точності може бути на одну грубіша.
Кінематична точність зубчастих передач визначається кінематичною похибкою колеса, радіальним биттям зубчастого вінця коливанням довжини загальної нормалі і міжосьової відстані за один оберт колеса.
Кінематичною похибкою зубчастого колеса називається найбільша похибка кута повороту колеса в межах його повного оберту.
Накопиченою похибкою кроку по колесу називають найбільшу похибку у взаємному розташуванні двох однойменних профілів зубців обводу колеса.
Похибкою кута повороту досліджуваного зубчастого колеса називають різницю між дійсним і номінальним (розрахунковим) кутами повороту, що виражається довжиною дуги ділильного кола.
Радіальним биттям зубчастого вінця називають найбільше коливання відстаней від постійних хорд зубців (впадин) до осі обертання.
Довжиною загальної нормалі називають пряму, що з'єднує точки дотику двох різнойменних профілів.
Коливанням міжосьової відстані за один оберт колеса називають різницю між найбільшою і найменшою дійсними міжосьовими відстанями.
Загальною нормаллю називається пряма, яка з'єднує точки дотику двох різних профілів з охоплюючими їх паралельними дотичними до них площинами. Середня довжина загальної нормалі визначається, як середнє арифметичне зі всіх дійсних довжин загальних нормалей по зубчатому колесу.
Плавність - це один із важливих показників роботи зубчастих передач. Для забезпечення плавності роботи коліс у передачі необхідно обмежувати допусками циклічну похибку, граничне відхилення кроку зачеплення, похибку профілю зуба, відхилення кроку.
Циклічною похибкою називають подвоєну амплітуду гармонічної складової кінематичної похибки зубчастого колеса.
Під відхиленням кроку зачеплення розуміють різницю між дійсним і номінальним кроками зачеплення.
Похибка профілю зуба - це відстань по нормалі між двома теоретичними профілями.
Відхиленням кроку називають похибку кроку зубчастого колеса при його повороті на один номінальний кутовий крок.
Контакт спряжених зубців коліс характеризує концентрацію навантаження на окремих ділянках бокових поверхонь зубців, Практично цей показник визначається плямою контакту.
При збільшенні повноти контакту зубців, тобто площі та рівномірного розподілу плями контакту на робочій поверхні зубців, збільшується надійність передач. Комплексним показником повноти контакту зубців є сумарна пляма, тобто частина активної поверхні зуба, на якій розміщені сліди прилягання його до зубців спряженого колеса після роботи передачі.
Гарантований, тобто найменший з усіх можливих в передачі, боковий зазор між неробочими профілями зубів при контакті робочих профілів повинен компенсувати усі можливі зміни розмірів коліс, які виникають внаслідок нагріву передачі в процесі експлуатації, забезпечити нормальні умови змащення зубів, а також компенсувати похибки виготовлення і монтажу
. (10.1)
Передбачено 6 видів спряжень, які визначають різні значення . Кожний вид спряження має умовну назву, символ і передбачає різні значення зазору, а саме: вид А збільшений; В нормальний; С зменшений; D малий; Е особливо малий; Н нульовий.
1. Величина бокового зазору, що відповідає температурній компенсації
, (10.2)
де а міжосьова відстань;
1, 2 коефіцієнти лінійного розширення зубчастого колеса і шестерні ( = 11,5 10-6 С-1 для стальних коліс; = 10,5 10-6 С-1 для чавунних коліс);
t1, t2 граничні робочі температури зубчастого колеса і шестерні відповідно.
2. Величина бокового зазору, що забезпечує нормальні умови змащення jn2, залежить від способу змащення і окружної швидкості передачі. Можна прийняти, що ця величина рівна (в мікрометрах) від 10mn для тихохідних передач до 30mn для дуже швидкісних передач, де mn - нормальний модуль в мм.
Найбільший боковий зазор ГОСТ не нормується.
На боковий зазор згідно стандарту ГОСТ 1643 - 81 встановлено вісім видів допусків Tjn: h, d, c, b, a, z, y, x при модулі m > 1 мм.
Умовні позначення циліндричних зубчастих передач включають ступені точності за нормами кінематичної точності, плавності контакту, а також - вид спряження, допуск на боковий зазор і стандарт. Наприклад, позначення 8-7-7-Ва ГОСТ 1643 - 81 вказує, що для передачі з циліндричними зубчастими колесами прийняті такі ступені точності за нормами: 8 – кінематична точність, 7 плавність роботи, 7 – пляма контакту, а також вид спряження В з допуском на боковий зазор а.
10.2 Алгоритм розрахунку точності зубчастого колеса
Нехай дано діаметр подільного кола зубчастого колеса d (визначається з креслення) та міжосьова відстань а.
1 З вихідних даних для розрахунки посадки з зазором нам відомо частоту обертання валу n. Враховуючи передаточні відношення (для положення механізму зображеного на кресленні) визначаємо частоту обертання досліджуваного зубчастого колеса nn
nn = n . u1 . u2 . … . un, (10.3)
де - передаточне відношення.
2 Визначаємо лінійну швидкість точки подільного кола зубчатого колеса
V = 0,5nn . dn, (10.4)
де nn – частота обертання досліджуваного зубчатого колеса;
dn – подільний діаметр досліджуваного зубчатого колеса.
3 За таблицею 10.1 з врахуванням лінійної швидкості точки подільного колеса і службового призначення механізму обираємо кінематичну точність зубчастого колеса. Вибір норм плавності і плями контакту відбувається в залежності від кінематичної точності колеса (точність за плямою контакту може бути на один ступінь точніша від кінематичної, а за нормами плавності може бути на один ступінь грубіша норм кінематичної точності) та призначення механізму.
4 Розраховуємо модуль зубчатого колеса на основі залежності
, (10.5)
або для прямозубих зубчастих коліс
, (10.6)
де z1 і z2 – кількість зубців зубчатого колеса і шестерні;
d1 і d2 – подільні діаметри зубчатого колеса і шестерні;
а – міжосьова відстань між колесом і шестернею;
βn – кут нахилу до осі обертання зубців зубчатого колеса.
5 Призначаємо кількість зубців зубчатого колеса і шестерні z1 і z2 на основі виразів (10.5) або (10.6) таким чином, щоб модуль зубчатих коліс відповідав стандартному ряду [3].
6 Визначаємо довжину спільної нормалі:
W = m W1, (10.7)
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1 мм [3].
7 Визначаємо відхилення від середньої довжини загальної нормалі [3].
Верхнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:
. (10.8)
Нижнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:
, (10.9)
де TWm1 – допуск на середню довжину загальної нормалі [3].
8 Розраховуємо гарантований боковий зазор на основі виразів (10.1) і (10.2).
9 Призначаємо стандартний боковий зазор таким чином, щоб jn<jnmin.
10.3 Приклад розрахунку точності циліндричного зубчатого колеса (див. рисунок 10.1)
Рисунок 10.1 – Креслення механізму
Вихідні дані:
Ділильний діаметр d = 164 мм; міжосьова відстань а = 116 мм; частота обертання на валу d1 дорівнює 500 об/хв.
1 Для заданого на рисунку 10.1 положення частота обертання досліджуваного зубчатого колеса становитиме
об/хв.
2 Лінійна швидкість руху точки на подільному колі зубчатого колеса становитиме
V = 0,5 . 982,7 . 0,164 = 80,59 м/хв.
3 Згідно рекомендацій (див. таблицю 10.1), для зубчатих коліс в таких механізмах можна застосовувати 9 ступінь кінематичної точності.
4 Приймаємо, що модуль зубчатого колеса m = 4, тоді кількість зубців становитиме
z = d/m = 164/4 = 41.
5 Визначаємо довжину спільної нормалі:
W = m W1,
де W1 – довжина спільної нормалі при m=1 мм.
W1 = 7,85650 при zn = 3.
Тоді довжина спільної нормалі
W = m W1 = 4 7,85650 = 31,5825 (мм).
6 Визначаємо відхилення від середньої довжини загальної нормалі [3]. Верхнє відхилення середньої довжини загальної нормалі:
,
де EWms = 120 мкм; EWms = 14 мкм при допуску на радіальне биття зубчатого вінця Fr = 56 мкм.
Таким чином
Еms = (120 +14) = –134 (мкм).
Нижнє відхилення середньої довжини загальної нормалі розраховується:
,
де TWmi = 100 мкм – допуск на середню довжину загальної нормалі.
Підставляючи чисельні значення отримаємо
.
Отже довжина загальної нормалі:
31,5825.
8 Розраховуємо гарантований боковий зазор на основі виразів
jn = jn1 + jn2,
jn1 = a (1 ∙ (t1 – 20) 2 ∙ (t2 – 20)) ∙ 2sin,
jn2 = (10...30) m,
де а міжосьова відстань;
1,2 коефіцієнти лінійного розширення:
1 = 11,5 10-6 С-1 для стальних коліс;
2 = 10,5 10-6 С-1 для чавунних коліс;
t1, t2 граничні температури зубчатого колеса і шестерні, які відповідають робочій температурі механізму (t1 = t2 = tp = 75 С).
Тоді, підставляючи отримані значення
jn1 = 116∙(11,5 10-6 55 10,5 10-6 55) 0,684 = 4,4 мкм;
jn2 = (10...30) m = 20 4 = 80 (мкм);
jn = 4,4 + 80 = 84,4 (мкм);
9 Призначаємо стандартний боковий зазор. З довідникових таблиць вибираємо найближче більше значення гарантованого бокового зазору jn min = 100 мкм, що відповідає виду спряження С і допуску на спряження с. Таким чином позначення точності зубчатого колеса запишеться:
9-10-10 С,
де 9 - ступінь по нормам кінематичної точності;
10 - ступінь точності по нормам плавності;
10 - ступінь точності по нормам контакту зубців;
С - вид спряження зубців.
11 ВИМОГИ ДО ВИКОНАННЯ РОБОЧИХ КРЕСЛЕНЬ
11.1 Правила і рекомендації по призначенню допусків і граничних відхилень
Геометрична точність деталей оцінюється:
При проектуванні деталей задають не тільки розміри елементів, але і їх граничні відхилення по всім чотирьом геометричним параметрам.
11.1.1 Граничні відхилення розмірів
Для всіх розмірів, які нанесенні на креслені, вказуються граничні відхилення.
Граничні відхилення спряжених розмірів відповідають посадкам, які вказані на складальних кресленнях. Їх наносять на креслені одним з трьох способів, встановленим ГОСТ 25346 – 82:
Граничні відхилення розмірів, які входять в розмірний ланцюг, вказуються в відповідності з результатами розрахунків розмірних ланцюгів.
Числові значення відхилень визначаються по таблицям ГОСТ 30893 – 2002 в залежності від класу точності, вказаному в загальному записі.
11.1.2 Допуски форми і розташування
Вибір допусків залежить від конструктивних і технологічних вимог до елементів деталей.
На кресленнях безпосередньо вказується лише ті допуски форми і розташування, які по конструктивним і технологічним причинам повинні бути меншими, а в окремих випадках – більшими, чим вказані.
Всі допуски форми і розташування розділяють на дві групи:
Згідно ГОСТ 24643–81 до першої групи відносяться допуски циліндричності, круглості, профілю повздовжнього перерізу, площинності, прямолінійності і паралельності. На дані допуски розповсюджується правило, якщо допуски форми і розташування не вказані, то вони повинні бути обмежені полем допуску розміру.
Відхилення форми і розташування другої групи не входять складовою частиною в похибку розміру відповідних елементів і не виявляються при контролі розмірів. Тому, ці відхилення завжди повинні бути обмеженими граничними допусками.
Допуски форми і розташування поверхонь вказуються на кресленнях у відповідності до ГОСТ 2.308–79.
11.2 Технічні вимоги на кресленнях
Текстову частину вимог розміщують на полі креслення над основним написом в наступному порядку:
11.3 Призначення допусків форми, розташування і шорсткості поверхонь для виконання робочих креслень валів
11.3.1 Загальні вимоги до вибору допусків форми і розташування
При виборі допусків форми і розташування на деталі форми і розташування на деталі типу вали всі вимоги можна розділити на три групи.
Перша група пов’язана з установкою підшипників кочення, або з створенням необхідних умов для роботи підшипників пов’язання.
Друга група забезпечує точність зачеплення в зубчатих і черв’ячних передачах.
Третя група обмежує неврівноваженість деталей.
Під час призначення допусків взаємного розташування різних елементів валів, насамперед необхідно вибрати бази, відносно яких вони будуть задаватися. В якості баз, зазвичай, обирають поверхні цапф, тобто ті поверхні, які визначають положення вала в механізмі.
11.3.2 Призначення допусків форми і розташування поверхонь
Для підшипників кочення призначають допуск радіального биття посадочної поверхні відносно загальної вісі.
Допуск радіального биття рекомендується призначати замість співвісності, оскільки полегшується контроль даного параметру.
Для забезпечення якості роботи підшипника кочення, крім радіального биття, призначають допуск торцьового биття заплечика вала.
Для забезпечення норм контакту зубців в передачі – призначають допуск торцьового биття, буртика вала.
Для забезпечення виконання норм кінематичної точності передачі – призначають допуск радіального биття посадочної поверхні для зубчатого колеса.
Для обмеження можливого дисбалансу як самого вала, так і вала в механізмі призначають допуск радіального биття, а для зірочок, в залежності від частоти обертання.
Для забезпечення якісної роботи підшипників кочення призначають допуски круглості і профілю повздовжнього перерізу.
Допуск симетричності розташування бокових сторін шліців – для забезпечення рівномірності контакту бокових поверхонь шліців в спряжені.
Допуск симетричності розташування шпоночного паза на глибину і довжину шпоночного паза.
11.3.3 Призначення параметрів шорсткості
Значення параметра Ra шорсткості поверхонь в шпонковому з’єднані згідно з рекомендаціями слід вибирати не більше:
Значення параметра шорсткості посадочних поверхонь під підшипники кочення вибирають за таблицею 11.1.
Таблиця 11.1 – Параметри шорсткості посадочних поверхонь під підшипники кочення
|
Посадочна поверхня |
Номінальний розмір, мм |
Значення параметра Ra, мкм |
||
|
Клас точності підшипника |
||||
|
0 |
6 і 5 |
4 |
||
|
Валів |
до 80 |
1,25 |
0,63 |
0,32 |
|
вище 80 до 500 |
2,5 |
1,25 |
0,63 |
|
|
Отворів корпусів |
до 80 |
1,25 |
0,63 |
0,63 |
|
вище 80 до 500 |
2,5 |
1,25 |
1,25 |
|
|
Опорних торців заплечиків валів і корпусів |
до 80 |
2,5 |
1,25 |
1,25 |
|
вище 80 до 500 |
2,5 |
2,5 |
2,5 |
Значення параметра Ra шорсткості поверхонь зубчастих (шліцьових) з’єднань слід вибирати по таблиці 11.2.
Таблиця 11.2 – Параметри шорсткості посадочних поверхонь зубчастих (шліцьових) з'єднань
|
З’єднання |
Значення параметрів Ra, мкм не більше |
|||||
|
Впадина отвору |
Зуб вала |
Центруючі поверхні |
Нецентруючі поверхні |
|||
|
Отвір |
Вал |
Отвір |
Вал |
|||
|
Нерухоме |
1,6…3,2 |
1,6 …3,2 |
0,8…1,6 |
0,4…0,8 |
3,2…6,3 |
1,6…6,3 |
|
Рухоме |
0,8…1,6 |
0,4…0,8 |
0,8…1,6 |
0,4…0,6 |
3,2 |
1,6…3,2 |
Шорсткість поверхонь під манжетні ущільнення вибирають в відповідності до таблиці 11.3.
Таблиця 11.3 - Шорсткість поверхонь під манжетні ущільнення
|
Характеристика поверхні |
Значення параметра Ra, мкм |
|
Посадочні поверхні підшипників ковзання |
0,4…0,8 |
|
Поверхні деталей в посадках з натягом |
0,8…1,6 |
|
Поверхні валів під ущільнення |
0,2…0,4, полірувати |
Також необхідно призначати шорсткість поверхонь заплечика вала та під зубчате колесо.
ПЕРЕЛІК ПОСИЛАНЬ
1. Базієвський С.Д., Дмитришин В.Ф. Взаємозамінність стандартизація і технічні вимірювання. Підручник – Київ: Видавничий Дім «Слово», 2004.
2. Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брачинский В.А., Допуски и посадки: Справочник, Т.1. – Л.; Машиностроение, 1982.
3. Мягков В.Д., Палей М.А., Романов А.Б., Брачинский В.А., Допуски и посадки: Справочник, Т.2. – Л.; Машиностроение, 1983.
4. Гаврилюк В.І., Кукляк М.Л. Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання. – К.; УМК ВО, 1990.
5. Анухин В.И. Допуски и посадки. Учебное пособие. – СПб.:Питер, 2007.
6. Дымов Ю.В. Метрология, стандартизация и сертификация. Учебник – 2005.
7. Якушев А.И., Воронцов Л.Н., Федотов Н.М., Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения. – М.; Машиносроение, 1986.
8. Дунаев П.Ф., Леликов О.П., Варламова Л.П., Допуски и посадки. Обоснование выбора. – М.; Высшая школа, 1984.
9. Методичні вказівки та завдання до курсової роботи з дисципліни «Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання». / Глушич В.О., Дусанюк В.А., Козлов А.А., Переяславський О.М. – Вінниця.; ВДТУ, 1994.
10. СТ СЭВ 144 – 75. Единая система допусков и посадок СЭВ. Поля допусков и рекомендуемые посадки.
11. СТ СЭВ 368 – 76. Единая система конструкторской документации. Указание на чертежах допусков формы и расположения поверхностей.
12. ГОСТ 2.105 – 68. Форма для текстовых конструкторских документов.
13. ДСТУ 1.0-93 – Взаємозамінність, її види і значення.
14. ДСТУ 2500-94 – Основні поняття про допуски і посадки.
15. ГОСТ 6636-79 – Ряди номінальних лінійних розмірів.
16. ГОСТ 2.307-78 – Позначення допусків і посадок на кресленнях.
17. ДСТУ 2500-94 – Єдина система допусків і посадок.
18. ДСТУ 2500-94 – Інтервали номінальних розмірів.
19. ДСТУ 2500-94 – Основне відхилення.
20. ГОСТ 25347-89 – Посадки в системі отвору.
21. ГОСТ 25347-89 – Посадки в системі валу.
22. ГОСТ 25347-89 – Граничні відхилення основних отворів і валів.
23. ГОСТ 25347-89 – Граничні відхилення валів при розмірах від 0-500 мм.
24. ГОСТ 25347-89 – Граничні відхилення отворів при розмірах від 0-500 мм.
25. ГОСТ 2.307-78 – Позначення граничних відхилень лінійних розмірів на кресленнях.
26. ГОСТ 25347-89 – Граничні зазори в посадках з зазором при розмірах від 1-500 мм.
27. ГОСТ 25347-89 – Граничні зазори і натяги в перехідних посадках при розмірах від 1-500мм.
28. ГОСТ 25347-89 – Граничні натяги в посадках з натягом при розмірах від 1-500мм.
29.ДСТУ 2498-94 – Допуски форми. Основні терміни і визначення.
30. ДСТУ 2498-94 – Допуски розташування поверхонь. Основні терміни і визначення.
31. ГОСТ 24643-81 – Нормування і призначення допусків форми.
32. ГОСТ 24643-81 – Нормування і призначення допусків розташування.
33. ГОСТ 2.308-79 – Приклади позначення на кресленнях допусків форми і розташування поверхонь.
34. ДСТУ 2413-94 – Шорсткість поверхні. Терміни та визначення.
35.ГОСТ 2789-73 – Значення та вибір параметрів шорсткості.
36. ДСТУ 3012-95 – Підшипники кочення. Терміни та визначення.
37. ГОСТ 8338-75 – Розмірна серія підшипників кочення.
38. ДСТУ 3012-95 – Класи точності підшипників кочення.
39. ГОСТ 520-89 – Граничні відхилення кілець підшипників
40. ГОСТ 23360-78 – Види і основні параметри шпонкових з’єднань – призматичних.
41. ГОСТ 24071-80 – Види і основні параметри шпонкових з’єднань – сегментних.
42. ГОСТ 1139-80 – З’єднання шліцьові прямобічні. Методи центрування. Основні параметри.
43. ГОСТ 1139-80 – Допуски і посадки прямобічних шліцьових з’єднань).
44. ГОСТ 8724-81– Метричні кріпильні різьби, їх класифікація та основні параметри.
45. ГОСТ 24705-81 – Середній і внутрішній діаметр метричних різьб.
46. ГОСТ 16093-81 – Ступені точності і довжини згвинчування різьб.
47. ГОСТ 26093-81 – Поля допусків і посадки метричних різьб із зазором.
48. ГОСТ 24834-81 – Перехідні посадки різьбових з’єднань.
Глосарій
Відхилення верхнє – upper deviation
Відхилення нижнє – upper lower
Гідродинамічні підшипники – hydrodynamic bearings
Граничний калібр – limit gauge
Дійсні розміри – actual dimensions
Допуски – tolerance
- профілю повздовжнього перерізу – longitudinal cross-section tolerance
- торцьового биття – end play tolerance
Зазор – сlearance
Замикаюча ланка – closing link
Калібри – gauges
Квалітет – finish
Комплексний калібр – complex gauge
Контрольні калібри – reference gauges
Натяг – tension
Нормальний калібр - normal gauge
Підшипник кочення – rolling bearing
Перехідна посадка – transition fit
Посадка з зазором – clearance fit
Посадка з натягом – interference fit
Посадка в системі отвору – hole system fit
Посадка в системі валу – shaft system fit
Приймальні калібри – inspection gauge
Робочі калібри – working gauges
Різьбова поверхня – threaded surface
Розмірний ланцюг – dimension chain
Шліцьове з’єднання – splined joint
Шпонкове з’єднання – keyed joint
Шорсткість –roughness
Додаток А
(обов’язковий)
Титульний лист
Міністерство освіти, науки, молоді та спорту України
Вінницький національний технічний університет
Інститут машинобудування та транспорту
Кафедра ТАМ
РЕДУКТОР
Пояснювальна записка
з дисципліни “Взаємозамінність, стандартизація
та технічні вимірювання”
до курсової роботи за спеціальністю
“Технологія машинобудування”
08-26.ВСТВ.012.00.000.ПЗ
Керівник курсової роботи
ст.викладач Семічаснова Н.С.
________________________
“____”_____________20__р.
Розробив студент гр._______
_________________________
“____”_____________20__р.
Вінниця ВНТУ 20__
Додаток Б
(обов’язковий)
Індивідуальне завдання
Міністерство освіти, науки, молоді та спорту України
Вінницький національний технічний університет
Інститут машинобудування та транспорту
ЗАТВЕРДЖУЮ
Зав.кафедрою ТАМ
______проф.Сивак І.О.
«__»__________20__ р.
ІНДИВІДУАЛЬНЕ ЗАВДАННЯ
на курсову роботу з дисципліни ВС та ТВ
студент _____________________ факультету ________групи ____
Розрахувати та призначити посадки для механізму ______________________________
Вихідні дані
1. Розрахунок і вибір посадки з зазором: R =____кН; марка мастила ___; n = _____об/хв
2.Розрахунок та вибір посадки з натягом: Мкр = _____Нм; марка сталі __________
3.Розрахунок перехідної посадки:____________
4.Визначення розмірів калібрів для контролю циліндричних валів та отворів__________
5.Розрахунок та вибір підшипників кочення _________ клас точності _______
6. Розрахунок посадки різьбового з’єднання __________
7. Розрахунок посадки шпонкового з’єднання ________________
8. Розрахунок посадки шліцьового з’єднання __________________________________
9.Розрахунок розмірного ланцюга: зазор А = _____; граничні відхилення :
ES = _____ мм; EI =______мм.
10.Виконати робочі креслення: вала № ___; кришки (стакан); №____шестерні №_____
11. Додаткові дані______________________________________________
ГРАФІЧНА ЧАСТИНА
1.Складальне креслення механізму (формат А2 – А3).
2.Робоче креслення вала (формат А3).
3. Робоче креслення кришки (стакана) (формат А3-А4).
4.Робоче креслення шестерні (формат А3).
5.Робоче креслення калібра-пробки (формат А4).
6.Робоче креслення калібра-скоби (формат А4).
7.Схема розташування полів допусків калібрів та контркалібрів (формат А3)
8. Схема розташування полів допусків підшипників кочення (формат А4 )
9. Схема розташування полів допусків шпонкового з’єднання (формат А4)
10.Схема розташування полів допусків шліцьового з’єднання (формат А4)
11 Схема розташування полів допусків різьбового з’єднання (формат А4)
Дата видачі “_____”____________20__ р. Керівник проекту _______________________
Завдання отримав ______________________
(довідниковий)
Приклад заповнення першої сторінки змісту
1 Аналіз роботи механізму та обґрунтування призначення посадок........6
2 Розрахунок і вибір посадки з зазором...........................................................6
2.1 Призначення посадок з зазором.................................................................... 6
2.2 Розрахунок та вибір посадок з зазором.........................................................9
2.3 Схема розміщення полів допусків посадки з зазором................................ 12
3 Розрахунок і вибір нерухомої посадки.........................................................18
3.1 Призначення нерухомих посадок..................................................................18
3.2 Розрахунок та вибір нерухомої посадки.......................................................23
3.3 Схема розміщення полів допусків посадки з натягом................................ 26
4 Розрахунок і вибір перехідної посадки........................................................ 30
4.1 Призначення перехідних посадок................................................................. 30
4.2 Розрахунок та вибір перехідної посадки...................................................... 32
4.3 Схема розміщення полів допусків перехідної посадки.............................. 33
5 Розрахунок та проектування калібрів
для контролю гладких циліндричних виробів.............................................. 34
5.1 Призначення та область застосування граничних калібрів....................... 34
5.2 Розрахунок виконавчих розмірів калібрів та контркалібрів..................... 37
6 Розрахунок розмірних ланцюгів.................................................................. 39
6.1 Основні положення теорії розмірних ланцюгів.......................................... 39
6.2 Схема розмірного ланцюга........................................................................... 40
6.3 Розрахунок розмірного ланцюга методом максимума-мінімума........... 42
Додаток Г
(довідниковий)
Рекомендації для умов позначень текстових і графічних документів курсових робіт
Для курсових проектів (робіт) найбільш доцільною є предметна система умовних позначень, яка має таку структуру:
ХХ-ХХ.ХХ.ХХ.ХХ.ХХХ ХХ
де 1 /ХХ-ХХ/ - числовий шифр кафедри, прийнятий у ВДТУ;
2 /ХХ/ – дисципліна з якої виконаний КП чи КР (курсовий проект або курсова робота);
3 /ХХ/ – порядковий номер заданого механізму;
4 /ХХ/ – два символи для позначення складальних одиниць (від 01 до 99);
5 /ХХХ/ – три символи для позначень простих складальних одиниць, що входять в основні складальні одиниці об’єкта курсового проекту, записані в специфікації складального креслення об’єкта;
6 /ХХ/ – код неосновного конструкторського документа (ВС, СК, ПЗ).
08 – 26. ВСТВ.02.00.001.СК
Додаток Д
(обов’язковий)
Рисунок Д1 – Складальне креслення механізму
Рисунок Д2 – Робоче креслення валу
Рисунок Д3 – Робоче креслення зубчастого колеса
Рисунок Д4 – Робоче креслення деталі « Кришка підшипника»
Рисунок Д5 – Робоче креслення деталі «Стакан»
Рисунок Д6 – Робоче креслення калібру-скоби для контролю валів
Рисунок Д7 – Робоче креслення калібру-пробки для контролю отворів
Рисунок Д8 - Робоче креслення калібру-пробки для контролю отворів
(діаметрів більше 80 мм)
Рисунок Д9 – Схема розмірного ланцюга
Рисунок Д10 – Зразок виконання специфікації
Продовження рисунку Д10
Рисунок Д11– Схема розташування полів допусків посадки з зазором
Рисунок Д12 – Схема розміщення полів допусків перехідної посадки
Рисунок Д13 – Схема розташування полів допусків для посадки з натягом
Рисунок Д14 – Схема розташування полів допусків посадок для внутрішнього та зовнішнього кілець підшипника
Рисунок Д15 – Схема розташування полів допусків для різьбового з’єднання з зазором
Рисунок Д16 – Схема розташування полів допусків вільного шпонкового з’єднання
Рисунок Д17 – Ескізи деталей з шпонковим з’єднанням
Рисунок Д18 – Схема розташування полів допусків у шліцьовому з’єднанні
Рисунок Д19 – Ескізи шліцьового з’єднання та його деталей
Додаток Ж
Таблиця Ж1 – Шорсткість поверхні та квалітети для різних видів обробки різанням (ГОСТ )
|
Вид обробки |
Значення параметра Ra |
Квалітет (економічний) |
|
|
Обточування повздовжньою подачею |
Обдирочне Напівчистове Чистове тонке (алмазне) |
25…100 6,3…12,5 1,6…3,2 0,4…0,8 |
15…17 12…14 7…91 6 |
|
Обточування поперечною подачею |
Обдирочне Напівчистове Чистове Тонке |
25…100 6,3…12,5 3,2…6,3 0,8…1,6 |
16, 17 14, 15 11…13 8…11 |
|
Обточування швидкісне |
0,4…1,6 |
11 |
|
|
Свердління |
до 15 мм більше 15 мм |
6,3…12,5 12,5…25 |
10, 11 12…14 |
|
Розсвердлення |
12,5…25 |
12…14 |
|
|
Зенкерування |
Чорнове Чистове |
12,5…25 3,2…6,3 |
12…15 10, 11 |
|
Розточування |
Чорнове Напівчистове Чистове тонке (алмазне) |
50…100 12,5…25 1,6…3,2 0,4…0,8 |
15…17 12…14 8, 9 7 |
|
Швидкісне розточування |
0,4…1,6 |
8 |
|
|
Розвертання |
Напівчистове чистове тонке |
6,3…12,5 1,6…3,2 0,4…0,8 |
9, 10 7, 8 7 |
|
Протягування |
напівчистове чистове тонке |
6,3 0,8…3,2 0,2…0,4 |
8, 9 7, 8 7 |
|
Шліфування кругове |
напівчистове чистове тонке |
3,2…6,3 0,8…1,6 0,2…0,4 |
8…11 6…8 5 |
|
Калібрування отворів кулькою або оправкою |
Після свердління Після розточування Після розвертання |
0,4…1,6 0,4…1,6 0,05…1,6 |
8, 9 7 7 |
|
Притирання |
чистове тонке |
0,4…3,2 0,1…1,6 |
6, 7 6 |
|
Полірування |
Звичайне тонке |
0,2…1,6 0,05…0,1 |
6 5 |
|
Хонінгування |
Площин циліндрів |
0,1…0,4 0,05…0,2 |
7, 8 6, 7 |
Таблиця Ж2 – Марки мастила та їх динамічна в’язкість
|
Найменування та марка масла |
Динамічна в’язкість, 10-3H·c/м2 |
|
Легке індустріальне И – 5А (велосіт) |
3,6…4,5 |
|
И – 8А (вазелінове) |
5,4…7,5 |
|
Сепараторне Л |
5,4…9 |
|
Приладне МВП |
5,8…7,2 |
|
Середнє індустріальне И – 12К |
10…14 |
|
Сепараторне Т |
12,6…15,3 |
|
И – 20А (И – 20) |
15,3…20,7 |
|
И – 25А (ИС – 25) |
21,6…24,2 |
|
И – 30А (И – 30) |
25,2…29,7 |
|
И – 40А (И – 45) |
31,5…40,5 |
|
И – 50А (И – 50) |
42,3…49,5 |
|
И – 70А (ИС – 55) |
58,5…67,5 |
|
Турбінні |
|
|
Т22 (Л) |
16…20,7 |
|
Т30 (УТ) |
25,2…28,8 |
|
Т46 (Т) |
39,6…43,2 |
|
Т57 (турборедукторне) |
49,5…53,1 |
|
АС – 6 |
5,4 |
|
АС – 8 |
7,2 0,45 |
|
АС – 10 |
9 0,45 |
|
ТКп |
8,1 |
|
ТК |
8,6 |
|
Компресорні |
|
|
К – 12 |
9,9…12,6 |
|
К – 19 |
15,3…18,9 |
Таблиця Ж3 – Значення для половинних підшипників
|
|
Значення при |
|||||||||||
|
0,4 |
0,5 |
0,6 |
0,7 |
0,8 |
0,9 |
1,0 |
1,1 |
1,2 |
1,3 |
1,5 |
2,0 |
|
|
0,3 0,4 0,5 |
0,209 0,225 0,232 |
0,255 0,274 0,282 |
0,299 0,319 0,327 |
0,339 0,360 0,367 |
0,375 0,397 0,402 |
0,408 0,431 0,434 |
0,438 0,461 0,462 |
0,464 0,487 0,487 |
0,488 0,510 0,508 |
0,509 0,531 0,527 |
0,547 0,566 0,558 |
0,611 0,626 0,609 |
|
0,6 0,65 0,7 |
0,233 0,230 0,227 |
0,281 0,276 0,271 |
0,324 0,317 0,310 |
0,361 0,352 0,344 |
0,394 0,383 0,372 |
0,423 0,410 0,396 |
0,448 0,433 0,417 |
0,469 0,452 0,434 |
0,488 0,469 0,450 |
0,504 0,484 0,463 |
0,531 0,507 0,484 |
0,576 0,547 0,518 |
|
0,75 0,8 0,85 |
0,220 0,208 0,200 |
0,262 0,251 0,234 |
0,298 0,283 0,261 |
0,328 0,310 0,284 |
0,351 0,332 0,302 |
0,375 0,350 0,317 |
0,393 0,367 0,329 |
0,408 0,378 0,339 |
0,421 0,389 0,347 |
0,432 0,398 0,354 |
0,450 0,413 0,366 |
0,479 0,437 0,384 |
|
0,9 0,925 0,95 |
0,179 0,169 0,145 |
0,206 0,193 0,164 |
0,228 0,212 0,178 |
0,246 0,226 0188 |
0,259 0,237 0,196 |
0,270 0,246 0,202 |
0,279 0,253 0,207 |
0,86 0,259 0,211 |
0,292 0,264 0,215 |
0,297 0,268 0,217 |
0,305 0,274 0,222 |
0,318 0,284 0,229 |
|
0,975 0,99 |
0,115 0,081 |
0,127 0,087 |
0,135 0,091 |
0,141 0,095 |
0,146 0,096 |
0,152 0,098 |
0,152 0,100 |
0,154 0,101 |
0,156 0,101 |
0,158 0,102 |
0,160 0,103 |
0,164 0,105 |
|
Визначення величини зазору S, при якому встановлюється дана товщина мастильного шару h: розраховується (при даному h) ; з таблиці по Ah визначається ; зазор . |
Таблиця Ж4 – Функція Лапласа. Значення інтегралу Ф(z) =
|
Z |
Ф(z) |
Z |
Ф(z) |
Z |
Ф(z) |
|
0,01 0,02 0,03 0,05 |
0,0040 0,0050 0,0120 0,0199 |
0,36 0,37 0,38 0,40 |
0,1406 0,2443 0,1450 0,1554 |
0,92 0,94 0,96 1,00 |
0,3212 0,3264 0,3315 0,3413 |
|
0.06 0,07 0,08 0,10 |
0,0239 0,0279 0,0319 0,0398 |
0,41 0,42 0,43 0,45 |
0,1591 0,1628 0,1664 0,1736 |
1,05 1,10 1,15 1,25 |
0,3531 0,3643 0,3749 0,3944 |
|
0,11 0,12 0,13 0,15 |
0,0438 0,0478 0,0517 0,0596 |
0,46 0,47 0,48 0,50 |
0,1772 0,1808 0,1844 0,1915 |
1,30 1,35 1,40 1,50 |
0,4032 0,4115 0,4192 0,4332 |
|
0,16 0,17 0,18 0,20 |
0,0636 0,0675 0,0714 0,0793 |
0,52 0,54 0,56 0,60 |
0,1985 0,2054 0,2123 0,2257 |
1,55 1,60 1,70 1,75 |
0,4394 0,4452 0,4554 0,4599 |
|
0,21 0,22 0,23 0,25 |
0,0832 0,0871 0,0910 0,0987 |
0,62 0,64 0,66 0,70 |
0,2324 0,2389 0,2454 0,2580 |
1,80 1,90 2,00 2,10 |
0,4641 0,4713 0,4772 0,4821 |
|
0,26 0,27 0,28 0,30 |
0,1020 0,1064 0,1103 0,1179 |
0,72 0,74 0,76 0,80 |
0,2642 0,2703 0,2764 0,2881 |
2,30 2,50 2,60 2,80 |
0,4893 0,4938 0,4953 0,4974 |
|
0,31 0,32 0,33 0,35 |
0,1217 0,1255 0,1293 0,1368 |
0,82 0,84 0,86 0,90 |
0,2939 0,2995 0,3051 0,3159 |
3,00 3,40 4,00 5,00 |
0,49865 0,49966 0,499968 0,4999997 |
|
Посадка |
Процент натягів PN |
Посадка |
Процент натягів PN |
||
|
H5/m4 |
M5/h4 |
99,93-99,98 |
H7/k6 |
K7/h6 |
24-34 |
|
H5/k4 |
K5/h4 |
38-68 |
H7/j6 |
J7/h6 |
0,5-4,0 |
|
H5/j4 |
0,5-0,1 |
H7/j6 |
0,5-0,6 |
||
|
J5/h4 |
3-6 |
J7/h6 |
5-6 |
||
|
H6/m5 |
M6/h5 |
94-99 |
H8/n7 |
N8/h7 |
88-93 |
|
H6/k5 |
K6/h5 |
38-50 |
H8/m7 |
M8/h7 |
60-71 |
|
H6/j5 |
J6/h5 |
0,1-2,6 |
H8/k7 |
K8/h7 |
24-29 |
|
H6/j5 |
0,5-0,8 |
H8/j7 |
J8/h7 |
0,6-2,7 |
|
|
J6/h5 |
4-5 |
H8/j7 |
0,6-0,7 |
||
|
H7/n4 |
N7/h6 |
99,1-99,6 |
J8/h7 |
4,5 |
|
|
H7/m6 |
M7/h6 |
80-85 |
Примітка: процент зазорів PS отримується за формулою:
PS=100- PN. Наприклад, при PN=24% : PS=100-24=76%
Таблиця Ж6 – Значення коефіцієнтів тертя при сталому процесі розпресування або провертанні
|
Матеріал деталей які з’єднуються |
Коефіцієнт тертя |
|
Сталь – сталь |
0,06…0,13 |
|
Сталь – чавун |
0,07…0,12 |
|
Сталь – магнієві – алюмінієві сплави |
0,03…0,05 |
|
Сталь – латунь |
0,05…0,1 |
|
Сталь – пластмаси |
0,15…0,25 |
Таблиця Ж7 – Значення модулів пружності () та коефіцієнтів Пуансона () для деяких матеріалів
|
Матеріал |
, Н/м2 |
|
|
Сталь і сталеве литво |
(1,96…2)1011 |
0,3 |
|
Чавунне литво |
(0,74…1,05)1011 |
0,25 |
|
Бронза оловя'ниста |
0,841011 |
0,35 |
|
Латунь |
0,781011 |
0,38 |
|
Пластмаси |
(0,005…0,35)1011 |
Таблиця Ж8 – Границі плинності деяких сталей
|
Марка сталі |
т, 107, Н/м2 |
Марка сталі |
т, 107, Н/м2 |
|
Ст 4 |
25 |
60 |
35 |
|
Ст 5 |
27 |
65 |
35 |
|
Ст 6 |
30 |
15 Х |
50 |
|
10 |
21 |
20 Х |
65 |
|
20 |
25 |
30 Х |
70 |
|
25 |
28 |
35 Х |
75 |
|
30 |
30 |
40 Х |
80 |
|
35 |
32 |
45 Х |
85 |
|
40 |
34 |
50 Х |
90 |
|
45 |
36 |
18 ХГ |
70 |
|
50 |
38 |
40 Г |
36 |
|
55 |
33 |
50 Г |
40 |
Таблиця Ж9 – Основні параметри для розрахунку виконавчих розмірів гладеньких калібрів
|
Номер квалітету |
Позначення Параметру |
Значення параметрів для інтервалів розмірів, мм |
Допуск на форму калібру |
||||||
|
10 18 |
18 30 |
30 50 |
50 80 |
80 120 |
120 180 |
180 250 |
|||
|
6 |
Z Y , 1 Z1 Y1 H, HS H1 HP |
2 1,5 0 2,5 2 2 4 1,2 |
2 1,5 0 3 3 2,5 4 1,5 |
2,5 2 0 3,5 3 2,5 4 1,5 |
2,5 2 0 4 3 3 5 2 |
3 3 0 5 4 4 6 2,55 |
4 3 0 6 4 5 8 3,5 |
5 4 2 7 5 7 10 4 |
ІТ1 ІТ2 ІТ1 |
|
7 |
Z, Z1 Y, Y1 , 1 H, H1 HS HP |
2,5 2 0 3 2 1,2 |
3 3 0 4 2.5 1,5 |
3,5 3 0 4 2.5 1,5 |
4 3 0 5 3 2 |
5 4 0 6 4 2,5 |
6 4 0 8 5 3,5 |
7 6 3 10 7 4,5 |
ІТ2 ІТ1 ІТ1 |
|
8 |
Z, Z1 Y, Y1 , 1 H H1 HS, HP |
4 4 0 3 5 2 |
5 4 0 4 6 2,5 |
6 5 0 4 7 2,5 |
7 5 0 5 8 3 |
8 6 0 6 10 4 |
9 6 0 8 12 5 |
12 7 4 10 14 7 |
ІТ2 ІТ3 ІТ1 |
|
9 |
Z, Z1 Y, Y1 , 1 H H1 HS, HP |
8 0 0 3 5 2 |
9 0 0 4 6 2,5 |
11 0 0 4 7 3 |
13 0 0 5 8 4 |
15 0 0 6 10 5 |
18 0 0 8 12 7 |
21 0 4 10 14 8 |
ІТ2ІТ3 ІТ1 |
Таблиця Ж10 – Поля допусків валів та отворів для підшипників кочення
згідно ГОСТ 3325 – 55 (СТ РЕВ 773 – 77)
|
Клас точності підшипника |
Посадочна поверхня |
Система посадок |
Поля допусків |
Квалітети |
|
2 |
вал |
система отвору |
3 |
|
|
2, 4, 5 |
4 |
|||
|
4, 5 |
5 |
|||
|
6, 0 |
||||
|
2 |
отвір |
система вала |
4 |
|
|
2, 4, 5 |
5 |
|||
|
4, 5 |
6 |
|||
|
6, 0 |
Примітка. 1. В дужках вказані поля допусків обмеженого використання.
2. * як правило, для підшипників на закріпних та на
стяжних втулках.
Таблиця Ж11 – Значення коефіцієнта F, що враховує ступінь послаблення посадочного натягу при порожнистому валі або тонкостінному корпусі
|
d/dотв або D/Dкорп |
Для вала |
Для корпуса |
|||
|
від |
до |
D/d 5 |
1,5 D/d 2,0 |
D/d 2…3 |
Для всіх підшипників |
|
- 0,4 0,7 0,8 |
0,4 0,7 0,8 - |
1 1,2 1,5 2 |
1 1,4 1,7 2,3 |
1 1,6 2 3 |
1 1,1 1,4 1,8 |
Примітка. d та D – відповідно діаметри отвору та зовнішньої поверхні підшипника;
dотв – діаметр отвору порожнистого валу;
Dкорп – діаметр зовнішньої поверхні тонкостінного корпуса.
Таблиця Ж12 – Значення коефіцієнта Fa нерівномірності розподілу радіального навантаження R між рядками роликів в дворядних конічних роликопідшипниках або між здвоєними підшипниками при наявності осьового навантаження А на опору
|
A/R ctg |
Fa |
|
|
від |
до |
|
|
- 0,2 0,4 0,6 1 |
0,2 0,4 0,6 1 - |
1 1,2 1,4 1,6 2 |
Примітка. кут контакту тіл кочення з доріжкою кочення зовнішнього кільця, залежить від конструкції підшипника.
Таблиця Ж13 – Допустимі інтенсивності навантажень PR на посадочних поверхнях валів та корпусів
|
Діаметр отвору внутрішнього кільця підшипника, мм |
Допустимі значення PR, кН/м |
|||
|
Поля допусків для валів |
||||
|
js6 |
k6 |
m6 |
n6 |
|
|
18 – 80 |
до 300 |
300…1400 |
1400…1600 |
1600…3000 |
|
80 – 180 |
до 600 |
600…2000 |
2000…2500 |
2500…4000 |
|
180 – 360 |
до 700 |
700…3000 |
3000…3500 |
3500…6000 |
|
360 – 630 |
до 900 |
900…3500 |
3500…5400 |
5400…8000 |
|
Діаметр зовнішнього кільця, мм |
Поля допусків для корпусів |
|||
|
K7 |
M7 |
H7 |
P7 |
|
|
50 – 180 |
до 800 |
800…1000 |
1000…1300 |
1300…2500 |
|
180 – 360 |
до 1000 |
1000…1500 |
1500…2000 |
2000…3300 |
|
360 – 630 |
до 1200 |
1200…2000 |
2000…2600 |
2600…4000 |
|
630 – 1600 |
до 1600 |
1600…2500 |
2500…3500 |
3500…5500 |
Таблиця Ж14 – Нормальні габаритні розміри шарикопідшипників
|
Умовне позначення підшипників |
Габаритні розміри, мм |
Радіус заокруглення фаски, мм |
||
|
Внутрішній діаметр |
Зовнішній діаметр |
Ширина (для конічних роликопідшипників) |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
Легка серія |
||||
|
201 |
12 |
32 |
10 (11) |
1 |
|
202 |
15 |
35 |
11 (12) |
1 |
|
203 |
17 |
40 |
12 (13,5) |
1,5 |
|
204 |
20 |
47 |
14 |
1,5 |
|
205 |
25 |
52 |
15 (16,5) |
1,5 |
|
206 |
30 |
62 |
16 (17,5) |
1,5 |
|
207 |
35 |
72 |
17 (18,5) |
2 |
|
208 |
40 |
80 |
18 (20) |
2 |
|
209 |
45 |
85 |
19 (21) |
2 |
|
210 |
50 |
90 |
20 (22) |
2 |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
|
211 |
55 |
100 |
21 (23) |
2,5 |
|
212 |
60 |
110 |
22 (24) |
2,5 |
|
213 |
65 |
120 |
23 (25) |
2,5 |
|
214 |
70 |
125 |
24 (26,5) |
2,5 |
|
215 |
75 |
130 |
25 (27,5) |
2,5 |
|
216 |
80 |
140 |
26 (28,5) |
3 |
|
217 |
85 |
150 |
28 (31) |
3 |
|
218 |
90 |
160 |
30 (33) |
3 |
|
219 |
95 |
170 |
32 (35) |
3,5 |
|
220 |
100 |
180 |
34 (37,5) |
3,5 |
|
Середня серія |
||||
|
301 |
12 |
37 |
12 |
1,5 |
|
302 |
15 |
42 |
13 (14,5) |
2 |
|
303 |
17 |
47 |
14 (15,5) |
2 |
|
304 |
20 |
52 |
15 (16,5) |
2 |
|
305 |
25 |
62 |
17 (18,5) |
2,5 |
|
306 |
30 |
72 |
19 (21) |
2,5 |
|
307 |
35 |
80 |
21 (23) |
2,5 |
|
308 |
40 |
90 |
23 (25,5) |
3 |
|
309 |
45 |
100 |
25 (27,5) |
3 |
|
310 |
50 |
110 |
27 (29,5) |
3,5 |
|
311 |
55 |
120 |
29 (32) |
3,5 |
|
312 |
60 |
130 |
31 (34) |
3,5 |
|
313 |
65 |
140 |
33 (36,5) |
3,5 |
|
314 |
70 |
150 |
35 (38,5) |
4 |
|
315 |
75 |
160 |
37 (40,5) |
4 |
|
316 |
80 |
170 |
39 (43) |
4 |
|
317 |
85 |
180 |
41 (45) |
5 |
|
318 |
90 |
190 |
43 (47) |
5 |
|
319 |
95 |
200 |
45 (50) |
5 |
|
320 |
100 |
215 |
47 (52) |
5 |
Таблиця Ж15 – Точність розмірів поверхонь. Підшипники шарикові, роликові радіальні та шарикові радіально упорні. Кільця зовнішні (за СТ РЕВ 774 – 77)
|
Номінальний зовнішній діаметр D, мм |
Допустимі відхилення зовнішнього діаметру кільця, мкм |
||||||||||
|
Dm |
D |
Dm та D |
|||||||||
|
Класи точності |
|||||||||||
|
0, 6 |
0 |
6 |
0 |
6 |
5, 4, 2 |
5 |
4 |
6 |
|||
|
верхні |
нижні |
верхні |
нижні |
верхні |
ниж-ні |
верхні |
нижні |
||||
|
2,5 – 6 6 – 18 18 – 30 30 – 50 50 – 80 80 – 120 120 – 150 150 – 180 180 – 250 250 – 325 |
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 |
-8 -8 -9 -11 -13 -15 -18 -25 -30 -35 |
-7 -7 -8 -9 -11 -13 -15 -18 -20 -25 |
+1 +2 +2 +3 +4 +5 +6 +7 +8 +9 |
-9 -10 -11 -14 -17 -20 -24 -32 -38 -44 |
+1 +1 +1 +2 +2 +2 +3 +3 +4 +4 |
-8 -8 -9 -11 -13 -15 -18 -21 -24 -29 |
0 0 0 0 0 0 0 0 0 0 |
-5 -5 -6 -7 -9 -10 -11 -13 -15 -18 |
-4 -4 -5 -6 -7 -8 -9 -10 -11 -13 |
-2,5 -2,5 -4 -4 -4 -5 -5 -7 -8 -8 |
Примітка. 1. Граничні відхилення ширини зовнішніх кілець відповідають практичним відхиленням ширини внутрішніх кілець (див. табл. Ж. 16).
2. Середня конусоподібність зовнішньої циліндричної поверхні класів точності 6, 5, 4, 2 та непостійність діаметру зовнішньої циліндричної поверхні підшипників класів точності 5, 4 та 2 – не більше 50% допуску на Dm.
3. Діаметри Dm та D – відповідно середній та номінальний діаметри зовнішніх кілець підшипників. Dm визначається як середнє арифметичне найбільшого та найменшого значень діаметрів, що виміряні в різних перерізах кільця.
Таблиця Ж16 – Точність розмірів, форми та взаємного розташування поверхонь. Підшипники шарикові, роликові радіальні та шарикові радіально-упорні. Кільця внутрішні (згідно СТ РЕВ 774 – 77)
|
Номінальний діаметр отвору d, мм |
Отвір циліндричний |
Ширина кільця В |
Up |
Ri |
||||
|
dm |
d |
|||||||
|
Відхилення, мкм |
||||||||
|
верхнє |
нижнє |
верхнє |
нижнє |
верхнє |
нижнє |
не більше |
||
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
|
Клас точності Р0 |
||||||||
|
2,5 – 10 10 – 18 18 – 30 30 – 50 50 – 80 80 – 120 120 – 180 180 – 250 |
0 0 0 0 0 0 0 0 |
-8 -8 -10 -12 -15 -20 -25 -30 |
+2 +3 +3 +3 +4 +5 +6 +8 |
-10 -11 -13 -15 -19 -25 -31 -38 |
0 0 0 0 0 0 0 0 |
-120 -120 -120 -120 -150 -200 -250 -300 |
15 20 20 20 25 25 30 35 |
10 10 13 15 20 25 30 40 |
|
Клас точності Р6 |
||||||||
|
2,5 – 10 10 – 18 18 – 30 30 – 50 50 – 80 80 – 120 120 – 180 180 – 250 |
0 0 0 0 0 0 0 0 |
-7 -7 -8 -10 -12 -15 -18 -22 |
+1 +1 +1 +1 +2 +3 +3 +4 |
-8 -8 -9 -11 -14 -18 -21 -26 |
0 0 0 0 0 0 0 0 |
-120 -120 -120 -120 -150 -200 -250 -300 |
15 20 20 20 25 25 30 30 |
6 7 8 10 10 13 18 20 |
Примітка: dm, d – відповідно середній та номінальний діаметри внутрішніх підшипників;
dm визначається як середнє арифметичне найбільшого та найменшого значень діаметрів, що виміряні в різних перерізах кільця.
Таблиця Ж17 – Різьба метрична з великим (основним) кроком. Діаметри і кроки, мм (за ГОСТ 8724-81)
|
Зовнішній діаметр різьби d для ряду |
Крок різь- би, Р |
Зовнішній діаметр різьби d для ряду |
Крок різь- би, Р |
Зовнішній діаметр різьби d для ряду |
Крок різь- би, Р |
||||
|
1 |
2 |
1 |
2 |
3 |
1 |
2 |
|||
|
0,25 |
– |
0,075 |
1,6 |
1,8 |
– |
0,35 |
12 |
– |
1,75 |
|
0,3 |
– |
0,08 |
2 |
– |
– |
0,4 |
16 |
14 |
2 |
|
– |
0,35 |
0,09 |
2,5 |
2,2 |
– |
0,45 |
20 |
18; 22 |
2,5 |
|
0,4 |
0,45 |
0,1 |
3 |
– |
– |
0,5 |
24 |
27 |
3 |
|
0,5 |
0,55 |
0,125 |
– |
3,5 |
– |
(0,6) |
30 |
33 |
3,5 |
|
0,6 |
– |
0,15 |
4 |
– |
– |
0,7 |
36 |
39 |
4 |
|
– |
0,7 |
0,175 |
– |
4,5 |
– |
(0,75) |
42 |
45 |
4,5 |
|
0,8 |
– |
0,2 |
5 |
– |
– |
0,8 |
48 |
52 |
5 |
|
– |
0,9 |
0,225 |
6 |
– |
7 |
1 |
56 |
(60) |
5,5 |
|
1;1,2 |
1,1 |
0,25 |
8 |
– |
(9) |
1,25 |
64 |
68 |
6 |
|
– |
1,4 |
0,3 |
10 |
– |
(11) |
1,5 |
– |
– |
– |
Таблиця Ж18 – Номінальні значення середнього і внутрішнього діаметрів метричних різьб, мм (за ГОСТ 24705-81, скорочено)
|
Крок різьби, Р |
Діаметри різьби (болт, гайка) |
|
|
Середній діаметр d2, D2 |
Внутрішній діаметр d1, D1 |
|
|
1 |
2 |
3 |
|
0,2 0,25 0,3 |
d – 1 + 0,870 d– 1 + 0,838 d – 1 + 0,805 |
d – 1 + 0,783 d – 1 + 0,730 d – 1 + 0,675 |
|
0,35 0,4 0,45 |
d – 1 + 0,773 d – 1 + 0,740 d – 1 + 0,708 |
d – 1 + 0,621 d – 1 + 0,567 d – 1 + 0,513 |
|
0,5 0,6 0,7 |
d – 1 + 0,675 d – 1 + 0,610 d – 1 + 0,546 |
d – 1 + 0,459 d – 1 + 0,350 d – 1 + 0,242 |
|
0,75 0,8 1,0 |
d – 1 + 0,513 d – 1 + 0,480 d – 1 + 0,350 |
d – 1 + 0,188 d – 1 + 0,134 d – 2 + 0,918 |
|
1,25 1,5 1,75 |
d – 1 + 0,188 d – 1 + 0,026 d – 2 + 0,863 |
d – 2 + 0,647 d – 2 + 0,376 d – 2 + 0,106 |
|
2,0 2,5 3,0 |
d – 2 + 0,701 d – 2 + 0,376 d – 2 + 0,051 |
d – 3 + 0,835 d – 3 + 0,284 d – 4 + 0,752 |
|
1 |
2 |
3 |
|
3,5 4,0 4,5 |
d – 3 + 0,727 d – 3 + 0,402 d – 3 + 0,077 |
d – 4 + 0,211 d – 5 + 0,670 d – 5 + 0,129 |
|
5,0 5,5 6,0 |
d – 4 + 0,752 d – 4 + 0,428 d – 4 + 0,103 |
d – 6 + 0,587 d – 6 + 0,046 d – 7 + 0,505 |
Таблиця Ж21 – Основні розміри з’єднань з призматичними шпонками, мм
(за ГОСТ 23360-78, скорочено)
|
Діаметр вала d, мм |
Номінальні розміри шпонки, мм |
Номінальні розміри паза, мм |
|||
|
b h |
Інтервали довжин |
Глибина |
|||
|
від |
до |
на валі t1 |
у втулці t2 |
||
|
Понад 12 до 17 |
55 |
10 |
56 |
3 |
2,3 |
|
'' 17 до 22 |
66 |
14 |
70 |
3,5 |
2,8 |
|
'' 22 до 30 |
87 |
18 |
90 |
4,4 |
3,3 |
|
'' 30 до 38 |
108 |
22 |
110 |
5 |
3,3 |
|
'' 38 до 44 |
128 |
28 |
140 |
5 |
3,3 |
|
'' 44 до 50 |
149 |
36 |
160 |
5,5 |
3,8 |
|
'' 50 до 58 |
1610 |
45 |
180 |
6 |
4,3 |
|
'' 58 до 65 |
1811 |
50 |
200 |
7 |
4,4 |
|
'' 65 до 75 |
2012 |
56 |
220 |
7,5 |
4,9 |
|
'' 75 до 85 |
2214 |
63 |
250 |
9 |
5,4 |
|
'' 85 до 95 |
2514 |
70 |
280 |
9 |
5,4 |
|
'' 95 до 110 |
1816 |
80 |
320 |
10 |
6,4 |
|
'' 110 до 130 |
3218 |
90 |
360 |
11 |
7,4 |
Таблиця Ж22 – Основні розміри з’єднань з сегментними шпонками, мм
(за ГОСТ 24071-80, скорочено)
|
Діаметр вала |
Розміри шпонок b´h´d |
Розміри шпонкового паза |
|
|
Глибина |
|||
|
на валі |
у втулці |
||
|
Понад 16 до 18 |
5´6,5´16 |
4,5 |
2,3 |
|
'' 18 до 20 |
5´7,5´19 |
5,5 |
2,3 |
|
'' 20 до 22 |
5´9´22 |
7 |
2,3 |
|
'' 22 до 25 |
6´9´22 |
6,5 |
2,8 |
|
'' 25 до 28 |
6´10´25 |
7 |
3,3 |
|
'' 28 до 32 |
8´11´28 |
8 |
3,3 |
|
'' 32 до 38 |
10´13´22 |
10 |
3,3 |
Таблиця Ж23 – Основні розміри і сила зубців прямобічних шліцьових з’єднань ( за ГОСТ 1139-80, скорочено)
|
z x d x D |
z |
d |
D |
b |
d1 |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
Легка серія |
|||||
|
6 х 23 х 26 |
6 |
23 |
26 |
6 |
22,1 |
|
6 х 26 х 30 |
6 |
26 |
30 |
6 |
24,6 |
|
6 х 28 х 32 |
6 |
28 |
32 |
7 |
26,7 |
|
8 х 32 х 36 |
8 |
32 |
36 |
6 |
30,4 |
|
8 х 36 х 40 |
8 |
36 |
40 |
7 |
34,5 |
|
8 х 42 х 46 |
8 |
42 |
46 |
8 |
40,4 |
|
8 х 46 х 50 |
8 |
46 |
50 |
9 |
44,6 |
|
8 х 52 х 58 |
8 |
52 |
58 |
10 |
49,7 |
|
8 х 56 х 62 |
8 |
56 |
62 |
10 |
53,6 |
|
8 х 62 х 68 |
8 |
62 |
68 |
12 |
59,8 |
|
10 х 72 х 78 |
10 |
72 |
78 |
12 |
69,6 |
|
10 х 82 х 88 |
10 |
82 |
88 |
12 |
79,3 |
|
10 х 92 х 98 |
10 |
92 |
98 |
14 |
89,4 |
|
10 х 102 х 108 |
10 |
102 |
108 |
16 |
99,9 |
|
10 х 112 х 120 |
10 |
112 |
120 |
18 |
108,8 |
|
Середня серія |
|||||
|
6 х 11 х 14 |
6 |
11 |
14 |
3,0 |
9,9 |
|
6 х 13 х 16 |
6 |
13 |
16 |
3,5 |
12 |
|
6 х 16 х 20 |
6 |
16 |
20 |
4,0 |
14,5 |
|
6 х 18 х 22 |
6 |
18 |
22 |
5,0 |
16,7 |
|
6 х 21 х 25 |
6 |
21 |
25 |
5,0 |
19,5 |
|
6 х 23 х 28 |
6 |
23 |
28 |
6,0 |
21,3 |
|
6 х 26 х32 |
6 |
26 |
32 |
6,0 |
23,4 |
|
6 х 28 х 34 |
6 |
28 |
34 |
7,0 |
25,9 |
|
8 х 32 х 38 |
8 |
32 |
38 |
6,0 |
29,4 |
|
8 х 36 х 42 |
8 |
36 |
42 |
7,0 |
33,5 |
|
8 х 42 х 48 |
8 |
42 |
48 |
8,0 |
39,5 |
|
8 х 46 х 54 |
8 |
46 |
54 |
9,0 |
42,7 |
|
8 х 52 х 60 |
8 |
52 |
60 |
10,0 |
48,7 |
|
8 х 56 х 65 |
8 |
56 |
65 |
10,0 |
52,2 |
|
8 х 62 х 72 |
8 |
62 |
72 |
12,0 |
57,8 |
|
10 х 72 х 82 |
10 |
72 |
82 |
12,0 |
67,4 |
|
10 х 82 х 92 |
10 |
82 |
92 |
12,0 |
77,1 |
|
1 |
2 |
3 |
4 |
5 |
6 |
|
10 х 92 х 102 |
10 |
92 |
102 |
14,0 |
87,3 |
|
10 х 102 х 112 |
10 |
102 |
112 |
16,0 |
97,7 |
|
Важка серія |
|||||
|
10 х 16 х 20 |
10 |
16 |
20 |
2,5 |
14,1 |
|
10 х 18 х 23 |
10 |
18 |
23 |
3,0 |
15,6 |
|
10 х 21х 26 |
10 |
21 |
26 |
3,0 |
18,5 |
|
10 х 23 х 29 |
10 |
23 |
29 |
4,0 |
20,3 |
|
10 х 26 х 32 |
10 |
26 |
32 |
4,0 |
23 |
|
10 х 28 х 35 |
10 |
28 |
35 |
4,0 |
24,4 |
|
10 х 32 х 40 |
10 |
32 |
40 |
5,0 |
28 |
|
10 х 36 х 45 |
10 |
36 |
45 |
5,0 |
31,3 |
|
10 х 42 х 52 |
10 |
42 |
52 |
6,0 |
36,9 |
|
10 х 46 х 56 |
10 |
46 |
56 |
7,0 |
40,9 |
|
16 х 52 х 60 |
16 |
52 |
60 |
5,0 |
47 |
|
16 х 56 х 65 |
16 |
56 |
65 |
5,0 |
50,6 |
|
16 х 62 х 72 |
16 |
62 |
72 |
6,0 |
56,1 |
|
16 х 72 х 82 |
16 |
72 |
82 |
7,0 |
65,9 |
|
20 х 82 х 92 |
20 |
82 |
92 |
6,0 |
75,6 |
|
20 х 92 х 102 |
20 |
92 |
102 |
7,0 |
85,5 |
Таблиця Ж24 – Значення допусків, мкм (ГОСТ 25346-82, СТ РЕВ 145-75)
|
Інтервал розмірів |
Значення допусків IT, мкм, для квалітетів |
|||||||||||
|
3 |
4 |
5 |
6 |
7 |
8 |
9 |
10 |
11 |
12 |
13 |
14 |
|
|
Вище 3 до 6 |
2,5 |
4 |
5 |
8 |
12 |
18 |
30 |
48 |
75 |
120 |
180 |
300 |
|
» 6 » 10 |
2,5 |
4 |
6 |
9 |
15 |
22 |
36 |
58 |
90 |
150 |
220 |
360 |
|
» 10 » 18 |
3 |
5 |
8 |
11 |
18 |
27 |
43 |
70 |
110 |
180 |
270 |
430 |
|
» 18 » 30 |
4 |
6 |
9 |
13 |
21 |
33 |
52 |
84 |
130 |
210 |
330 |
520 |
|
» 30 » 50 |
4 |
7 |
11 |
16 |
25 |
39 |
62 |
100 |
160 |
250 |
390 |
620 |
|
» 50 » 80 |
5 |
8 |
13 |
19 |
30 |
46 |
74 |
120 |
190 |
300 |
460 |
740 |
|
» 80 » 120 |
6 |
10 |
15 |
22 |
35 |
54 |
87 |
140 |
220 |
350 |
540 |
870 |
|
» 120 » 180 |
8 |
12 |
18 |
25 |
40 |
63 |
100 |
160 |
250 |
400 |
630 |
1000 |
|
» 180 » 250 |
10 |
14 |
20 |
29 |
46 |
72 |
115 |
185 |
290 |
460 |
720 |
1150 |
|
» 250 » 315 |
12 |
16 |
23 |
32 |
52 |
81 |
130 |
210 |
320 |
520 |
810 |
1300 |
|
» 315 » 400 |
13 |
18 |
25 |
36 |
57 |
89 |
140 |
230 |
360 |
570 |
890 |
1400 |
|
» 400 » 500 |
15 |
20 |
27 |
40 |
63 |
97 |
155 |
350 |
400 |
630 |
970 |
1550 |
PAGE \* MERGEFORMAT 132