Метрология, стандартизация и сертификация

Министерство образования и науки Российской Федерации Государственное образовательное учреждение высшего профессионального образования «Уфимский государственный авиационный технический университет»

МЕТРОЛОГИЯ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И СЕРТИФИКАЦИЯ. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ (пособие к выполнению курсовой работы)

Допущено Учебно-методическим объединением вузов по образованию в области автоматизированного машиностроения (УМО AM) в качестве учебного пособия для студентов высших учебных заведений, обучающихся по направлениям подготовки дипломированных специалистов «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств»; «Автоматизированные технологии и производства»

Уфа 2004

Авторы: Р.М. Янбухтин, В.М. Кишуров, Л.Н. Кубышко, Г.А. Панова

Э.В. Сафин,

УДК [621.753 + 658.516] (07) ББК 34.41 (я7) М 54 М 54 Метрология, стандартизация и сертификация. Взаимозаменяемость: Учебное пособие / Р.М. Янбухтин, В.М. Кишуров, Э.В. Сафин, Л.Н. Кубышко, Г.А. Панова, Уфимск. гос. авиац. техн. ун-т. – Уфа, 2004. – 120 с. ISBN 5-86911-459-4 Учебное пособие содержит теоретический и справочный материал по взаимозаменяемости основных видов сопряжений, а также вопросы, характеризующие общие принципы стандартизации, сертификации и метрологии в машиностроении. Предназначено для студентов, обучающихся по направлениям подготовки дипломированных специалистов 657800 – «Конструкторско-технологическое обеспечение машиностроительных производств», 657900 – «Автоматизированные технологии и производства». Может быть полезно студентам машиностроительных специальностей вузов.

Табл. 35. Ил. 11. Библиогр. 8 назв. Научный редактор – канд. техн. наук, доц. Р.М. Янбухтин ББК 34.41 (я7) Рецензенты: генеральный директор ОАО «НИИТ», д-р техн. наук, проф. В.Л. Юрьев; канд. техн. наук, проф. кафедры «Сервис бытовых машин и приборов» УГИС Касимов Л.Н. ISBN 5-86911-459-4

2

 Уфимский государственный авиационный технический университет, 2004  Р.М. Янбухтин, В.М. Кишуров, Э.В. Сафин, Л.Н. Кубышко, Г.А. Панова, 2004

Содержание 1. 1.1. 1.2. 1.3. 2. 2.1. 2.2. 2.3. 2.4. 2.5. 2.6. 2.7. 3. 3.1. 3.2. 3.3. 4. 4.1. 4.2. 4.3. 5. 5.1. 5.2. 6. 6.1. 7.

Введение……………………………………………………….... СОДЕРЖАНИЕ, ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И ОФОРМЛЕНИЕ РАБОТЫ………………………………….. Содержание курсовой работы…………………………………. Исходные данные………………………………………………. Объём и оформление…………………………………………… ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ………………………. Расчёт и выбор посадок с зазором…………………………….. Расчёт и выбор посадок с натягом…………………………….. Пример расчёта и выбора посадки с зазором……………….... Пример расчёта и выбора посадки с натягом……………….... Расчёт и выбор посадок подшипников качения……………... Расчёт гладких калибров для отверстий и валов…………….. Типовые конструкции и размеры гладких калибров……….... ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И КОНТРОЛЬ РЕЗЬБОВЫХ СОПРЯЖЕНИЙ………………………………………………… Определение основных параметров резьбы………………….. Расположение полей допусков резьбы………………………... Выбор средств контроля резьбового сопряжения………….… ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ СОПРЯЖЕНИЙ……………………………………………….... Выбор способа центрирования шлицевого сопряжения…….. Выбор точности и характера сопряжения шлицевых деталей…………………………………………………………... Обозначения шлицевых соединений………………………….. РАСЧЕТ ДОПУСКОВ РАЗМЕРОВ, ВХОДЯЩИХ В РАЗМЕРНЫЕ ЦЕПИ……………………………………….... Метод расчёта размерных цепей, обеспечивающий полную взаимозаменяемость……………………………………………. Теоретико-вероятностный метод расчёта размерных цепей… МЕТОД ГРУППОВОЙ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ (СЕЛЕКТИВНОЙ СБОРКИ)…………………………………... Решение задачи по групповой взаимозаменяемости……….... ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И КОНТРОЛЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ………………………………………………………..

5 6 6 7 7 8 8 12 17 20 22 25 26 31 31 32 38 38 38 39 42 44 46 51 54 55 58 3

7.1. Выбор степеней точности……………………………………… 7.2. Выбор контролируемых параметров и их численных значений………………………………………………………… 7.3. Назначение средств контроля для выбранных параметров зубчатых колёс…………………………………………………. 7.4. Выполнение чертежа цилиндрического зубчатого колеса….. 8. ОСНОВЫ СТАНДАРТИЗАЦИИ, СЕРТИФИКАЦИИ, МЕТРОЛОГИИ И ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ В МАШИНОСТРОЕНИИ……………………………………… Список литературы…………………………………………….. ПРИЛОЖЕНИЕ 1………………………………………………. ПРИЛОЖЕНИЕ 2……………………………………………….

4

58 61 62 63 64 69 70 120

Введение Учебное пособие содержит теоретический и справочный материал по взаимозаменяемости основных видов сопряжений деталей машин. В нем рассматривается взаимозаменяемость гладких цилиндрических соединений, резьбовых и шлицевых сопряжений. Приводятся методы выбора средств контроля сопрягаемых деталей. Учебное пособие предназначено для выполнения курсовой работы по учебной дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация». В процессе выполнения курсовой работы студенты приобретают навыки практического применения стандартов на допуски и посадки типовых сопряжений деталей машин и механизмов; нормирования точности геометрических параметров деталей; расчета сборочных размерных цепей; выполнения рабочих чертежей с разработкой технических требований. В пособии также приводятся вопросы, касающиеся общих принципов стандартизации, сертификации и метрологии в машиностроении. Пособие может использоваться для выполнения курсовых и расчетно-графических работ по профильным дисциплинам.

5

1. СОДЕРЖАНИЕ, ИСХОДНЫЕ ДАННЫЕ И ОФОРМЛЕНИЕ РАБОТЫ 1.1. Содержание курсовой работы 1. Выполнить чертеж сборочного узла, изучить его эксплуатационное назначение и условия работы. 2. Рассчитать посадку с зазором или с натягом для ответственного цилиндрического соединения. Определить коэффициент запаса точности (запас на износ) в первом случае или запас прочности при сборке и эксплуатации во втором. Привести схему расположения полей допусков сопрягаемых деталей. 3. Для заданного неподвижного разъёмного соединения назначить переходную посадку и определить вероятность получения соединений с зазором и натягом. Дать схему расположения полей допусков деталей соединения. 4. Рассчитать и выбрать посадки для колец подшипника качения в соответствии с характером нагружения и заданным классом точности. 5. Для одной из деталей п.п. 2, 3 построить схему расположения полей допусков гладких предельных калибров. Определить для них исполнительные размеры. 6. Назначить посадки резьбовых соединений. Рассчитать предельные размеры, построить схему расположения полей допусков резьбового соединения. 7. Установить степени точности и контролируемые показатели для заданной пары зубчатых колес. Для выбранных степеней кинематической точности, плавности работы, контакта зубьев, а также вида сопряжения зубьев назначить комплекс контролируемых параметров, по стандарту установить их числовые значения, назначать средства контроля. Привести схемы измерения. 8. По заданным предельным эксплуатационно-допустимым значениям замыкающего звена определить допуски составляющих звеньев размерной цепи методом полной взаимозаменяемости и теоретико-вероятностным методом. Дать сравнения допусков, определенных обоими методами. 9. Выполнить рабочий чертеж спроектированного калибра. 10. Выполнить рабочий чертеж детали п.2 или 3. 6

11. Выполнить рабочий чертеж зубчатого колеса в соответствии с требованиями ЕСКД (Единая Система Конструкторской Документации) 12. Реферативно разработать вопрос по разделу "Основы стандартизации, сертификации, метрологии в машиностроении". 1.2. Исходные данные Исходные данные для выполнения курсовой работы приведены в прил. 1 и 2 учебного пособия в виде отдельных таблиц и эскизов. В прил. 1 приведены эскизы сборочных узлов различных механизмов передачи движения, а также даны краткие описания их работы, исходные данные для расчета посадки с гарантированным зазором или натягом, параметры зубчатых колес, номинальные размеры элементов размерных цепей, а также номинальные размеры основных сопряжений. В прил. 2 приведены исходные данные к задаче по групповой взаимозаменяемости (селективной сборки). Выбор исходных данных производится студентом в соответствии с заданным вариантом. 1.3. Объём и оформление Графическая часть работы включает в себя сборочный чертеж, схемы расположения полей допусков, схемы измерений, рабочие чертежи калибров и деталей и выполняется на листах формата А3 (297х420 мм). Необходимые расчеты и обоснования приводятся в пояснительной записке, выполняемой на листах формата А4 (210x297 мм). Порядок и правила оформления пояснительной записки приведены в СТП УГАТУ 002-98 «Чертежи и текстовые документы. Правила оформления».

7

2. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ГЛАДКИХ ЦИЛИНДРИЧЕСКИХ СОЕДИНЕНИЙ 2.1. Расчет и выбор посадок с зазором Для обеспечения наибольшей долговечности изделий ответственные соединения с зазором должны работать в условиях жидкостного трения. Установлено, что жидкостное трение создается лишь в определенном диапазоне диаметральных зазоров, и наибольшим SmaxF ограниченном наименьшим SminF функциональными зазорами [l]. Существующий метод расчета посадок с зазором сводится к определению наименьшего функционального зазора SminF, при котором обеспечивается жидкостное трение, и наибольшего функционального зазора SmaxF, при котором еще сохранилось жидкостное трение и работоспособность подшипника. 1. Найти среднее давление для определения SminF и SmaxF: p=

Fr , l⋅d

Н/мм2 (МПа)

(1)

где Fr – радиальная нагрузка, H; L, l – длина соединения, мм; D, d – диаметр посадочной поверхности, мм. 2. Определить толщину масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостное трение: hж.т. = К ж.т. ⋅ (Rz + Rz + ∆ g ), (2) где Кж.т. – коэффициент запаса надежности по толщине масляного слоя (Кж.т. ≥ 2); RZ1 и RZ2 – высоты неровностей вкладыша подшипника и цапфы вала, которые после приработки соответственно равны 1-3 и 1-4 мкм [3]; ∆g – добавка, учитывающая отклонение нагрузки, скорости, температуры от расчётных и других неучтенных факторов, находится в пределах 2÷3 мкм. 3. Определить величину наименьшего зазора, при котором обеспечивается жидкостное трение: 1

S

8

min F

2

k ⋅µ ⋅ω⋅d2 − 1 =

2 ⋅m⋅ω⋅µ ⋅d2 (k ⋅ µ1 ⋅ ω ⋅ d 2 )2 + 16 ⋅ p ⋅ hж.т . 1 , мкм (3) 4 ⋅ p ⋅ hж.т.

где k и m – коэффициенты, постоянные для заданного значения l/d (табл. 1); µ1 – динамическая вязкость смазки, Па⋅С; ω – угловая скорость, равная π⋅n/30, рад/с. Таблица 1 k l/d

Полный подшипник 0,255 0,355 0,452 0,539 0,623 0,690 0,760 0,823 0,880

0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 1,2

m Половинный подшипник 0,409 0,533 0,638 0,723 0,792 0,849 0,895 0,932 0,972

Полный подшипник 0,356 0,472 0,568 0,634 0,698 0,705 0,760 0,823 0,880

Половинный подшипник 0,641 0,792 0,893 0,948 0,972 0,976 0,963 0,942 0,972

4. По величине SminF подобрать ближайшую посадку [4]. 5. Произвести проверку выбранной посадки на наличие жидкостного трения при наименьшем стандартном зазоре Smin. Подсчитать коэффициент нагруженности подшипника по формуле: p ⋅ ψ2 (4) C = 1 , R

µ1 ⋅ ω

где ψ – относительный зазор, равный Smin/d (Smin – наименьший зазор посадки, выбранной по стандарту). 6. По таблице 2 найти величину относительного эксцентриситета χ в зависимости от значений l/d и СR. При этом должно выполняться условие χ≥0,4. При χ<0,4 существует зона неустойчивой работы соединения. Если при расчете получили χ<0,4, необходимо подобрать другую ближайшую посадку, обеспечивающую χ≥0,4. 7. Найти наименьшую толщину масляного, слоя при Smin: S hmin = min ⋅ (1 − χ ), мкм. (5) 2

9

Таблица 2 Коэффициент нагруженности СR для подшипников с углами охвата 180° [6] X l/d 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 X l/d 1,0 1,1 1,2 1,3 1,5 2,0

0,3

0,4

0,5

0,0237 0,0522 0,0893 0,133 0,182 0,234 0,287 0,339 0,3

0,038 0,0825 0,141 0,209 0,283 0,361 0,439 0,515 0,4

0,0589 0,128 0,216 0,317 0,427 0,538 0,647 0,754 0,5

0,391 0,440 0,487 0,529 0,610 0,763

0,589 0,658 0,723 0,784 0,891 1,091

0,853 0,947 1,033 1,111 1,248 1,483

0,6

0,65 0,7 0,75 0,8 Коэффициент нагруженности CR при χ 0,0942 0,121 0,161 0,225 0,335 0,205 0,259 0,347 0,475 0,669 0,339 0,431 0,573 0,776 1,079 0,493 0,622 0,819 1,098 1,572 0,665 0,819 1,070 1,418 2,001 0,816 1,014 1,312 1,720 2,399 0,972 1,199 1,538 1,965 2,754 1,118 1,371 1,745 2,248 3,067 0,6 0,65 0,7 0,75 0,8 Коэффициент нагруженности CR при χ 1,253 1,528 1,929 2,469 3,372 1,377 1,669 2,097 2,664 3,580 1,489 1,796 2,247 2,838 3,787 1,590 1,912 2,379 2,990 3,968 1,763 2,099 2,600 3,242 4,266 2,070 2,446 2,981 3,671 4,778

0,85

0,9

0,025

0,548 1,122 1,775 2,498 3,036 3,580 4,053 4,459 0,85

1,034 2,074 3,195 4,261 5,214 6,029 6,721 7,294 0,9

1,709 3,352 5,055 6,615 7,956 9,072 9,992 10,753 0,025

4,808 5,106 5,364 5,586 5,947 6,545

7,772 8,186 8,533 8,831 9,304 10,081

11,38 11,91 12,35 12,73 13,34 14,34

8. Определить запас надежности по толщине масляного слоя: kж.т. =

hmin > 2. RZ1 + RZ2 + ∆ g

(6)

9. Подсчитать величину наибольшего зазора, при котором еще сохранится жидкостное трение и работоспособность подшипника: S max =

k ⋅ µ2 ⋅ ϖ ⋅ d 2 +

F

(k ⋅ µ

⋅ ϖ ⋅ d 2 ) − 16 ⋅ p ⋅ hж2 .т. ⋅ m ⋅ µ 2 ⋅ d 2 , мкм 4 p ⋅ hж .т. 2

2

(7)

и сравнить ее с Smax выбранной посадки, при этом должно быть Smax≤SmaxF. Если это неравенство не выполняется, то выбрать другую посадку. В уравнениях (3) и (7) необходимо подставлять те значения динамической вязкости масла µ1 и µ2, которые соответствуют средним температурам смазочного слоя SminF (t = 70°C) и SmaxF (t = 50°C) [6]. Значения динамической вязкости масла при температуре 50°С приведены в табл. 3. Таблица 3 Марка масла Индустриальное 12 20 30 45 50 Турбинное 22 30 46 57

Вязкость при t = 50°C динамическая кинематическая 6 2 µ, Па⋅с (Н⋅с/м2) V⋅10 , м /с 10-14 17 - 23 27 - 33 38 - 52 42 - 58

0,009-0,13 0,015 - 0,021 0,024 - 0,030 0,034 - 0,047 0,038 - 0,052

20 - 23 28 - 32 44 - 48 55 - 59

0,018 - 0,021 0,025 - 0,029 0,040 - 0,043 0.050 - 0,053

Для других значений температуры динамическая вязкость масла определяется по формуле: n  50  µ t = µ 50 ⋅   ,  t  где t – фактическая температура масла;

n − показатель степени, зависящий от кинематической вязкости масла (табл. 4). V50 N

20 1,9

30 2,5

40 2,6

50 2,7

Таблица 4 70 2,8

Затем проверить условие обеспечения жидкостного трения при Smax.

10. Определить коэффициент нагруженности подшипника по уравнению (4): p1 ⋅ ψ 2 CR = , µ1 ⋅ ω

где ψ – относительный зазор, равный Smax/d. 11. По таблице 2 найти относительный эксцентриситет χ. 12. Подсчитать наименьшую толщину масляного слоя по уравнению (5): S hmin = min ⋅ (1 − χ ), мкм. 2 13. Определить запас надежности по толщине масляного слоя из уравнения (6): kж.т. =

hmin > 2. RZ1 + RZ2 + ∆ g

2.2. Расчет и выбор посадок с натягом 1. Подсчитать наименьший расчетный натяг: при осевом нагружении: C С  Fa N min расч. = ⋅  1 + 2  , мкм; π ⋅ l ⋅ f1  E1 E2  при нагружении крутящим моментом: 2 M кр C С  ⋅  1 + 2  , мкм; N min расч. = π ⋅ d ⋅ l ⋅ f 2  E1 E2  при совместном нагружении: (2M кр d )2 + Fa 2  C1 С2  N min расч. = ⋅  +  , мкм; π⋅l ⋅ f  E1 E2  12

(8)

(9)

(10)

где Fa– осевая нагрузка, Н; l – длина соединения, мм; f1 – коэффициент трения при продольном смещении деталей; Мкр – крутящий момент, Нм; f2 – коэффициент трения при относительном вращении деталей; d – номинальный диаметр сопрягаемых поверхностей, мм; Е1, и E2 − модули упругости материала соединяемых деталей, 2 Н/м ; для стали Е≈2,06⋅1011 Н/м2; для чугуна Е≈1,2⋅1011 Н/м2 для бронзы и латуни Е≈1,1⋅1011 Н/м2; С1 и С2 − коэффициенты, определяемые по формулам: 1 + (d d 2 ) 1 + (d1 d ) C1 = C − µ ; = + µ2 , 1 2 2 2 1 − (d d 2 ) 1 − (d1 d ) 2

2

(11)

где d1 – внутренний диаметр пустотелого вала, мм; (для сплошного вала d1=0) d2 – наружный диаметр охватывающей детали, мм; µ1 и µ2 – коэффициент Пуассона (для стали µ = 0,3; для чугуна µ = 0,25). Величина коэффициента трения в соединениях с натягом зависит от материала сопрягаемых деталей, шероховатости их поверхностей, величины натяга и т.д. В практических расчетах для деталей из стали и чугуна приближенно можно принять f = 0,085 (при сборке под прессом ) и f = 0,14 (при сборке с нагревом охватывающей детали или с охлаждением охватываемой детали) [5 ] В натяг, определяемый по формулам (8, 9 и 10), должна быть внесена поправка: (12) Σ∆i=∆ш + ∆t + ∆ц + ∆уд + ∆в, ∆ш – учитывает смятие неровностей контактных поверхностей соединяемых деталей, мкм [6 ]; ∆t – учитывает различие рабочей температуры и температуры сборки, а также различие коэффициентов линейного расширения материала деталей, мкм; ∆ц – учитывает деформации деталей от действия центробежных сил, мкм; ∆уд – учитывает увеличение контактного давления у торцов охватывающей детали, мкм; 13

∆в – учитывает воздействие вибраций и ударов, мкм. Поправку ∆ш можно определить: а) для материалов с различными механическими свойствами: (13) ∆ш=2⋅(К1⋅Rz1+K2⋅Rz2), где К1 и К2 – коэффициенты, учитывающие величину смятия неровностей, значение которых приведено в табл. 5;

Метод сборки соединения Механическая без смазки запрессовка при со смазкой нормальной температуре С нагревом охватывающей детали С охлаждением вала

К 0,25 - 0,5 0,25 - 0,35 0,4 - 0,5 0,6 - 0,7

Сталь 45 Чугун К1 0,1 - 0,2 0,3 - 0,4

Таблица 5 Бронза Сталь 45 К2 0,6 - 0,8 0,8 - 0,9

Rz1 и Rz2 – высота неровностей поверхностей отверстия и вала (табл. 6); б) для материалов с одинаковыми механическими свойствами: ∆ш=2⋅(Rz1 + Rz2)⋅К, мкм. При малых значениях Rz следует брать меньшие значения K1, K2 и К. Поправку ∆t подсчитывают: (14) ∆t = [α1(tp1 - t) - α2(tp2 - t)]×d, мкм где α1 и α2 – коэффициенты линейного расширения материалов деталей; tp1 и tp2 – рабочая температура деталей (отверстая и вала); t − температура соединения при сборке; d − номинальный диаметр соединения. Поправка ∆ц для стальных деталей диаметром до 500 мм, вращающихся со скоростью до 47 м/с, составляет 2 мкм. Поправку ∆уд приближенно можно найти из рис.1. 2. Наименьший функциональный натяг, при котором обеспечивается прочность соединения, определяется: Nmin F = N min расч + ∑ ∆ i.

14

Таблица 6 Класс шерохова тости

1 2 3 4 5

Разряд

-

Ra, мкм

Rz, мкм

-

320-160 160-80 80-40

-

-

6

а б в

2,5-2,0 2,0-1,6 1,6-1,25

7

а б в

1,25-1,0 1,0-0,80 0,80-0,63

8

а б в

0,63-0,50 0,50-0,40 0,40-0,32

а б в

0,32-0,25 0,25-0,20 0,20-0,16

9

40-20 20-10

Базовая длина, мм

8

Разряд

Ra, мкм

Rz, мкм

Базовая длина, мм

0,160-0,125 0,125-0,100 0,100-0,080

-

0,25

10

а б в

11

а б в

0,080-0,063 0,063-0,050 0,050-0,040

-

0,25

12

а б в

0,040-0,032 0,032-0,025 0,025-0,020

-

13

а б в

-

0,100-0,080 0,080-0,063 0,065-0,050

0,08

14

а б в

-

0,050-0,040 0,040-0,032 0,032-0,025

0,08

Класс шерохова тости

2,5

0,8 -

-

-

0,8

0,8

0,25

0,25

Для класса шероховатости 6: Rz ≈ 4Ra, Для классов шероховатости 7-14: Rz ≈ 5 Ra

∆уд, мкм 1,0

5 4

0,8

3 2

0,6 1 0,4

1 2 3 4 5

0,2 0,0 0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0 l/d

1- d1 ⁄d = 0,5; 0,6; 0,7 2- d1 ⁄d = 0,8 4 - d1/d = 0 3- d1 ⁄d = 0,2 5 - d1/d = 0,9 Рис. 1

3. По NminF подобрать ближайшую по стандарту посадку. 4. Проверить прочность соединяемых деталей при наибольшем табличном натяге Nmax: 1) давление на поверхности контакта вала и втулки, возникающее под влиянием натяга: N max (15) p= ; d ⋅ (C1 E1 + C2 E2 ) 2) допустимое давление на поверхности втулки:

[

2

[

2

pдоп = 0,58 ⋅ σ 0,2 ⋅ 1 − (d d 2 ) и на поверхности вала:

]

]

(16)

pдоп = 0,58 ⋅ σ 0,2 ⋅ 1 − (d1 d ) , (17) где σ0,2 – предел текучести материала деталей; значения σ0,2 для некоторых сталей приведены в табл. 7. Условие прочности деталей заключается в отсутствии пластической деформации на контактирующих поверхностях деталей, что обеспечивается тогда, когда р < рдоп.

Марка стали Сталь 15 Сталь 20 Сталь 25 Сталь 30

Предел текучести σ0,2, МН/м2 (МПа) 240 260 280 300

Марка стали Сталь 35 Сталь 40 Сталь 45 Сталь 40Г

Таблица 7 Предел текучести σ0,2, МН/м2 (МПа) 320 340 360 380

5. При больших перегрузках и вибрациях выбор и расчет посадок необходимо производить, исходя из прочности соединяемых деталей, т.е. по наибольшему допустимому натягу: N max = pдоп ⋅ d ⋅ (C1 E1 + C2 E2 ), (18) где С1, С2 и р определяются соответственно по уравнениям (11, 16 и 17). 6. С учетом поправок ∆ш, ∆t, ∆уд, ∆ц др. находят наибольший функциональный натяг NmaxF, по которому и выбирают ближайшую стандартную посадку. доп

2.3. Пример расчета и выбора посадки с зазором Выбрать посадку для подшипника скольжения, работающего с числом оборотов n=600 об/мин и радиальной нагрузкой Fr=58,8 кН. Диаметр подшипника d=150 мм; длина l=180 мм; смазка − масло индустриальное 20. Подшипник разъёмный половинный, материал вкладыша подшипника − цинковый сплав ЦАМ 10-5, материал цапфы − Сталь 40. Имеют место частые остановки и пуск машины. 1. Определяется величина среднего давления р для расчета предельных функциональных зазоров: F 58800 2 = 2,18 ⋅ 106 Н/м (Па) p= r = l ⋅ d 0,18 ⋅ 0,15 2. Подсчитывается толщина масляного слоя, при котором обеспечивается жидкостное трение. Принимается Kж.т.= 2; Rz1 = 3,2 мкм; Rz2 = 1,6 мкм; ∆g = 2 мкм. hж.т.=Кж.т.⋅(Rz1+Rz2+∆g)=2⋅(3,2+1,6+2)=13,6 мкм. 17

3. Определяется величина наименьшего функционального зазора SminF. Для наименьшего зазора принимается tраб = 70°С, при этом µ1 = 0,0092 Па⋅С; угловая скорость ω = πn/30 = 63 рад./с; К = 0,972; m = 0,972 (табл. 1): S min =

k ⋅ µ1 ⋅ ω ⋅ d 2 −

(k ⋅ µ

2 2 2 1 ⋅ ω ⋅ d ) + 16 ⋅ p ⋅ hж.т. ⋅ m ⋅ ω ⋅ µ 1 ⋅ d 2

4 ⋅ p ⋅ hж.т.

F

=

0,972 ⋅ 0,0092 ⋅ 63 ⋅ 0,152 − = 4 ⋅ 2,18 ⋅106 ⋅13,6 ⋅10−6 −

(0,972 ⋅ 0,0092⋅ 63⋅ 0,15 )

2 2

+ 16 ⋅ 2,18 ⋅106 ⋅13,6 2 ⋅10−12 ⋅ 0,972 ⋅ 0,0092 ⋅ 63 ⋅ 0,152 = 4 ⋅ 2,18 ⋅106 ⋅13,6 ⋅10−6

= 0,0000318м ≈ 32 мкм.

4. По величине SminF выбирается посадка [4]. Ближайшей будет посадка Н7/f7 с Smin = 43 мкм. 5. Для определения величины относительного эксцентриситета подсчитывается коэффициент нагруженности подшипника: p ⋅ ψ 2 2,18 ⋅ 10 6 ⋅ (0,043 150 ) = = 0,31. CR = µ1 ⋅ ω 0,0092 ⋅ 63 2

6. По табл. 2 при l/d =1,2 и CR = 0,31 величина относительного эксцентриситета χ = 0,22. При χ = 0,22 и l/d = 1,2 создается возможность появления неустойчивого режима подшипниковой пары и вибраций вала. Для устранения возможности появления вибраций вала выбирается другая ближайшая посадка ∅150 Н7/е7, у которой Smin = 85 мкм и Smax = 165 мкм (рис. 2) [4]. Определяется СR при Smin = 85 мкм (ψ = 0,085/150): 2 6  0,085  2,18 ⋅ 10 ⋅   150   = 1,21. CR = 0,0092 ⋅ 63 По табл. 2 находится значение χ: при l/d =1,2 и СR = 1,21; χ = 0,53.

18

Рис. 2. Схема полей допусков посадки с зазором

7. Наименьшая толщина масляного слоя при этом: 85 S hmin = min (1 − χ ) = (1 − 0,53) = 20,0 мкм. 2 2 8. Запас прочности по толщине масляного слоя: hmin 20 = = 2,84 > 2. K ж.т. = RZ1 + RZ + ∆ g 6,8 2

Расчет показывает, что посадка по наименьшему зазору выбрана правильно, так как при Smin = 85 мкм обеспечивается жидкостное трение и создается запас надежности по толщине масляного слоя. Следовательно, Smin можно принять за SminF. 9. Определяется величина наибольшего функционального зазора SmaxF. Для наибольшего зазора принимается tpaб = 50 °С и µ2 = 0,017, тогда: S max =

k ⋅ µ2 ⋅ ω⋅ d 2 +

(k ⋅ µ

2 ⋅ϖ ⋅ d 2 ) − 16 ⋅ p ⋅ hж.т. ⋅ m ⋅ µ2 ⋅ d 2 2

2

4 p ⋅ hж.т.

F

=

0,972 ⋅ 0,017 ⋅ 63 ⋅ 0,152 + = 4 ⋅ 2,18 ⋅106 ⋅13,6 ⋅10−6

(0,972⋅ 0,017 ⋅ 63⋅ 0,15 )

2 2

− 16 ⋅ 13,62 ⋅10−12 ⋅ 0,972 ⋅ 63 ⋅ 0,152 ⋅ 0,017 = 4 ⋅ 2,18 ⋅106 ⋅13,6 ⋅10−6 = 0,000364м ≈ 364мкм. +

19

10. Коэффициент нагруженности подшипника CR (ψ= 0,364/150): 2 p ⋅ ψ 2 2,18 ⋅ 10 6 ⋅ (0,364 150 ) CR = = = 12. µ2 ⋅ ω 0,017 ⋅ 63 11. По табл. 2 при l/d = 1,2 и СR = 12 величина относительного эксцентриситета χ = 0,91. 12. Наименьшая толщина масляного слоя при SmахF: S maxF hmin = (1 − χ ) = 364 (1 − 0,91) = 16,4 мкм. 2 2 13. Запас надежности по толщине масляного слоя при этом: hmin 16,4 K ж.т. = = = 2,41 > 2. RZ + RZ + ∆ g 6,8 Таким образом, при SmaxF = 364 мкм обеспечивается жидкостное трение. 1

2

2.4. Пример расчета и выбора посадки с натягом Рассчитать и выбрать посадку с натягом в соединении втулки и пустотелого вала при воздействии осевой силы Fa = 10 кН и крутящего момента Мкр = 907 Нм при следующих данных: d = 100 мм; d1 = 80 мм; d2 = 125 мм; l = 80 мм. Материал втулки и вала − Сталь 35 (E1 = E2 = 2,06⋅1011 Н/м2), запрессовка механическая (f = 0,085; µ = 0,3). 1. Наименьший расчетный натяг (2M кр d )2 + Fa 2  C1 С2   = = ⋅  + N min расч. π ⋅l ⋅ f E E  1 2  =

(2 ⋅ 907 0,1)2 + 10000 2 3,14 ⋅ 0,08 ⋅ 0,085

×

× (4,86 2,06 ⋅ 1011 + 4,26 2,06 ⋅ 1011 ) = 4,3 ⋅ 10 −5 м = 43 мкм;

1 + (d d 2 ) 1 + (0,8) C1 = − = − 0,3 = 4,26; µ 1 2 2 1 − (d d 2 ) 1 − (0,8) 2

20

2

1 + (d1 d ) 1 + (0,8) C2 = + = + 0,3 = 4,86. µ 2 2 2 1 − (d1 d ) 1 − (0,8) 2

2

Поправки к расчетному натягу. Исходя из условий задачи, принимается: ∆t = 0; ∆ц = 0; ∆в = 0; ∆ш=2⋅(Rz1+Rz2)⋅K=2⋅(10+10)⋅0,5=20 мкм; Rz1 = 10 мкм; Rz2 = 10 мкм (см.табл.6); K = 0,5 (см.табл. 5) 2. Наименьший функциональный натяг: NminF = Nmin расч.+Σ∆i= 43 + 20= 63 мкм. 3. По величине ∅100 Н8/u8 [4] (рис. 3).

NminF

подбирается

ближайшая

посадка

Рис. 3. Схема полей допусков посадки с натягом

4. Проверяется прочность соединяемых деталей при Nmax: 1) давление на поверхности контакта вала и втулки N max 178 ⋅10 −6 p= = = 40,1 MH м 2 ; 11 11 d ⋅ (C1 E1 + C2 E2 ) 0,1 ⋅ (4,86 2,06 ⋅ 10 + 4,26 2,06 ⋅ 10 )

2) допустимое давление на поверхности втулки: Рдоп.вт. = 0,58⋅σ0,2⋅[1 − (d/d2)2] = 0,58⋅313⋅[1 − (0,8)2] = 65,3 МН/м2; 3) допустимое давление на поверхности вала: Рдоп.вал. = 0,58⋅σ0,2⋅[1 − (d1/d)2] = 0,58⋅313⋅[1 − (0,8)2] = 65,3 МН/м2. 21

Таким образом, запас прочности втулки: Рдоп.вт. / Рдоп. = 65,3/40,1 = 1,62; запас прочности вала: Рдоп.вал. / Рдоп. = 65,3/40,1 = 1,62. Посадка обеспечивает необходимую прочность соединения. 2.5. Расчет и выбор посадок подшипников качения Посадки подшипников качения на вал и в корпус выбирают в зависимости от типа подшипника, условий по эксплуатации, величины и характера действующих на него нагрузок и вида нагружения колец по ГОСТ 3325-85. Местно-нагруженные кольца должны иметь соединения с зазором или незначительный натяг между кольцом и сопрягаемой деталью. Циркуляционно-нагруженные кольца должны иметь неподвижное соединение с сопрягаемой деталью. Колебательно нагруженные кольца должны иметь плотно подвижное соединение. При местном нагружении кольца посадки подшипников на вал и в корпус выбирают по табл. 8. Таблица 8 Размер посадочного диаметра, мм

Посадка

В корпус стальной или чугунный Неразъемный Разъемный Нагрузка спокойная или с умеренными толчками и вибрацией, перегрузка до 150% h5; h6; g5 H6; H7 – 80 g6; js6 80 260 G6; G7 H6; H7 260 500 f6; js6 F7; F8 500 1600 Нагрузка с ударами и вибрацией, перегрузка до 300% Js6; Js7 – 80 h5; h6 80 260 Js6; Js7 H6; H7 260 500 g5; g6 500 1600 Свыше

22

До

На вал

При колебательном нагружении не вращающегося кольца посадка подшипников на вал и в корпус выбирают по табл. 9. Таблица 9 Размеры посадочных диаметров, мм свыше

до

– 80 260

80 260 –

Посадки колец Внутренних Наружных классы точности подшипников 0; 6 5; 4 0; 6 5; 4 k6 k5 K7 K6 js6 js5 h6 h5 Js7 Js6

При циркуляционном нагружении колец подшипников посадки на вал и в корпус выбирают по величине РFr – интенсивности радиальной нагрузки на посадочной поверхности, которую определяют по формуле: Fr ⋅ K1 ⋅ K 2 ⋅ K 3 , (19) PF = r B − 2⋅r где Fr – радиальная нагрузка на опору, Н; В – ширина подшипника, мм; r – радиус скругления кромки отверстия внутреннего кольца, мм; K1 – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки: − при перегрузке до 150%, умеренных толчках и вибрации K1 = 1; − при перегрузке до 300%, сильных ударах и вибрации К1 = 1,8; K2 – коэффициент (табл. 10), учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале K2 = 1); K3 – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки Fr между рядами роликов в двухрядных конических роликоподшипниках или между сдвоенными шарикоподшипниками при наличии осевой нагрузки Fa на опору. Значения К3 зависят от величины Fa/Fr⋅ctgα, где α − угол контакта, указанный в стандарте на габаритные размеры выбранного типа подшипника (в некоторых справочниках угол α обозначен через β). 23

Для радиальных и радиально-упорных подшипников с одним только наружным или внутренним кольцом K3=1. d1 d

или

D D1

свыше

до

D ≤ 1,5 d

– 0,4 0,7 0,8

0,4 0,7 0,8 –

1 1,2 1,5 2

Таблица 10 Значение коэффициента K2 для вала корпуса D D для всех ≥ (1,5 K 2) ≥ (2K 3) подшипников d d 1 1 1 1,4 1,6 1,1 1,7 2 1,4 2,3 3 1,8

Здесь d и D – соответственно диаметр отверстия и наружный диаметр подшипника; d1 – диаметр отверстия полого вала; D1 – диаметр наружной поверхности тонкостенного корпуса. Из формулы (19) видно, что с увеличением радиальной нагрузки растет интенсивность нагрузки РFr, а с увеличением последней повышается натяг в посадках (табл. 11). Таблица 11 Диаметр отверстия внутреннего кольца подшипника, мм свыше до 18 80 80 180 180 360 360 630 Диаметр наружного кольца, мм свыше до 50 180 180 360 360 630 630 1600

24

Допустимое значение PFr, кН/м при посадке на вал js5 или js6 до 300 до 600 до 700 до 900

k5 или k6 300 – 1400 600 – 2000 700 – 3000 900 – 3500

m5 или m6 1400 – 1600 2000 – 2500 3000 – 3500 3500 – 4500

n5 или n6 1600 – 3000 2500 – 4000 3500 – 6000 4500 – 8000

при посадке в корпусе К6 или К7 до 800 до 1000 до 1200 до 1600

М6 или М7 800 – 1000 1000 – 1500 1200 – 2000 1600 – 2500

N6 или N7 1000 – 1300 1500 – 2000 2000 – 2600 2500 – 3500

Р7 1300 – 2500 2000 – 3300 2600 – 4000 3500 – 5500

2.6. Расчет гладких калибров для отверстий и валов Наибольшее распространение в машиностроении получили предельные калибры, ограничивающие наибольший и наименьший предельные размеры детали [7,8]. По назначению предельные калибры делят на рабочие, приемные и контрольные. Рабочие калибры (проходной Р-ПР и непроходной Р-НЕ) предназначены для проверки изделий в процессе их изготовления. Предельные калибры определяют не числовое значение измеряемой величины, а годность детали, т.е. находится ли её размер между заданными предельными размерами. Деталь считается годной, если проходная сторона калибра (проходной калибр) под действием собственного веса или усилия, примерно равного ему, проходит, а непроходная сторона (непроходной калибр) не проходит по контролируемой поверхности детали. Для контроля валов пользуются главным образом скобами. Для контроля отверстий широко используют пробки различных конструкции Исполнительные размеры калибров определяются по формулам, указанным в табл.12 (номинальный размер изделия до 180 мм) [7].

Калибр Проходная сторона новая Для Проходная сторона отверс изношенная тия Непроходная сторона Для вала

Проходная сторона новая Проходная сторона изношенная Непроходная сторона

Рабочий калибр размер допуск

Таблица 12 Контрольный калибр размер допуск

Dmin+z

± Н/2

–

–

Dmin-y

–

–

–

Dmax

± H/2 или Hs/2

–

–

Dmax-z1

± H1/2

Dmax-z1

± Hp/2

Dmax+y1

–

Dmax-y1

± Hp/2

Dmin

± H1/2

Dmin

± Hp/2

D − номинальный размер изделий; 25

Dmin – наименьший предельный размер изделий; Dmax – наибольший предельный размер изделий; Н – допуск на изготовление калибров (за исключением калибров со сферическими измерительными поверхностями) для отверстия; Нs – допуск на изготовление калибров со сферическими измерительными поверхностями для отверстия; Н1 – допуск на изготовление калибров для вала; Нр – допуск на изготовление контрольного калибра для скобы; z – отклонение середины поля допуска на изготовление проходного калибра для отверстия относительно наименьшего предельного размера изделия; у – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для отверстия за границу поля допуска изделия; у1 – допустимый выход размера изношенного проходного калибра для вала за границу поля допуска изделия. Схема расположения долей допусков, допуски и отклонения калибров даны в ГОСТ 24853-81. На рабочих чертежах калибров проставляются исполнительные размеры, по которым должны изготовляться новые калибры. В качестве исполнительного размера скобы берется ее наименьший предельный размер с положительным отклонением, а пробки и контрольного калибра - их наибольший предельный размер с отрицательным отклонением. При маркировке на калибр наносят номинальный размер детали, для которой предназначен калибр, буквенное обозначение поля допуска изделия и обозначение квалитета точности, цифровые величины предельных отклонений изделия в миллиметрах, тип калибра (ПР, НЕ и т.д.) и товарный знак завода-изготовителя. 2.7. Типовые конструкции и размеры гладких калибров 2.7.1. Калибры-пробки двусторонние со вставками диаметром от 10,5 до 50 мм (ГОСТ 14810-69 и ГОСТ 14748-69). На рис. 4 и 5 изображены эскизы калибра-пробки и вставки (проходной (ПР) или непроходной (НЕ)), а в табл. 13 и 14 приведены их основные параметры. 26

Рис. 4. Калибр-пробка

Рис. 5. Вставка

Примечание: 1. Шероховатость поверхности А по ГОСТ 2015-84. 2. Центровые отверстия по ГОСТ 14034-74. 3. Пробки со вставками диаметром свыше 50 до 75мм по ГОСТ 14812-69 и ГОСТ 14813-69. 27

Dном, мм от 10,5 до 14 " 15 " 18 " 19 " 24 " 25 " 30 " 31 " 40 " 41 " 50

L, мм 86 102 114 132 140 161

L1 ,мм d, мм d1, мм d2, мм d3, мм 60 10 5 5,5 7 70 13 6 7,5 9 80 16 7 10,5 12 90 20 7 14,5 16 90 24 8 17 20 100 28 9 20 24

Dном , мм

L, мм

От 10,5 до 14 " 15 " 18 " 19 " 24 " 25 " 30 " 31 " 40 " 41 " 50

29 33 35 43 50 59

От 10,5 до 14 " 15 " 18 " 19 " 24 " 25 " 30 " 31 " 40 " 41 " 50

25 29 31 37 42 50

d, мм ПР 6 8 1 15 18 21 НЕ 6 8 11 15 18 21

l, мм 15,5 17 18,5 21,5 23,5 27

Таблица 13 f, мм t, мм 5 0,8 6 0,8 7 0,8 8 1,0 8 1,0 9 1,0

l, мм

l1, мм

Таблица 14 r, мм

10 12 12 16 20 25

5 6 7 8 9 10

1 1,6 2 2 3 3

6 8 8 10 12 16

5 6 7 8 9 10

1 1,6 2 2 3 3

2.7.2. Калибры-скобы листовые с пластинками из твердого сплава для диаметров от 10,5 до 100 мм (ГОСТ 16775-93). На рис. 6 изображен эскиз калибра-скобы, а в табл. 15 приведены ее основные параметры.

28

Рис. 6. Калибр-скоба: 1− пластинка гладкая; 2− пластинка ступенчатая; 3− ручка-накладка по ГОСТ 18369-73

D ном, мм От 10,5 до 20 " 21 " 30 " 31 " 40 " 41 " 50 " 58 " 71 " 72 " 85 " 88 " 100

D1, мм 60 75 95 120 140 160 180

H, мм 55 68 82 100 118 135 150

В, мм – 16 17 17 18 18 18

S, мм 4 4 5 5 6 6 6

l, мм 18 20 22 25 28 32 36

Таблица 15 h, мм 24 30 37 44 50 55 59

Примечание: 1. Корпуса листовых скоб из стали 35 или стали 40 ГОСТ 1050-88, или стали 5 ГОСТ 380-94. 2. Заготовки твердосплавных пластинок по ГОСТ 21125-75. 3. Пластинки на корпусе скобы должны быть припаяны медью М3 ГОСТ 859-2001 или латунью Л68 ГОСТ 15527-70. 4. Ручки-накладки обязательны только для скоб 6-го и 7-го квалитетов. 5. Острые кромки измерительных поверхностей пластинок округлить радиусом не менее 0,2 мм. 6. Покрытие нерабочих поверхностей молотковой эмалью МЛ-165 ГОСТ12034-77. 29

2.7.3. Технические требования к калибрам (ГОСТ 2015-84). 1. Измерительные детали калибров для отверстий должны изготовляться из стали марки X ГОСТ 5950-2000 или ШХ15 ГОСТ 801-78. Допускается изготовление измерительных деталей из стали марки У10А или У12А ГОСТ 1435-99. 2. Твердость измерительных поверхностей калибров HRC 58…64. 3. Шероховатость измерительных поверхностей (табл. 16): Квалитеты калибров пробок скоб контрольных 6 – 6-9 7-9 6-9 10 и грубее 10 - 12 – – 13 и грубее – –

Таблица 16 Dном от 0,1 до 100 мм Rа по ГОСТ 2789-73, мкм 0,040 0,080 0,16 0,32

4. Шероховатость других поверхностей калибров, оцениваемую параметром Rа: а) заходных и выходных фасок − 1,25 мкм; б) поверхность конуса 60° центровых отверстий и наружных центров деталей пробок − 0,63 мкм; в) поверхность конуса 1:50 − 1,25 мкм. 5. Отклонение геометрической формы калибров по ГОСТ 24853-81. 7. Неуказанные предельные отклонения размеров отверстий − Н14, валов – h14, остальных ±IT14/2. Неуказанные предельные отклонения радиусов и фасок по ГОСТ 25670-83, ГОСТ 25346-89.

30

3. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И КОНТРОЛЬ РЕЗЬБОВЫХ СОПРЯЖЕНИЙ Эксплуатационные требования к резьбам зависят от их назначения. Требования надежности, долговечности и свинчиваемости без подгонки независимо от изготовленных резьбовых деталей при сохранении эксплуатационных качеств соединений являются общими для всех резьб. В данном разделе приведены указания по выбору посадок, определению предельных размеров для деталей резьбового соединения. 3.1. Определение основных параметров резьбы Цилиндрическая резьба характеризуется следующими основными параметрами: d (D) − наружный диаметр резьбы, мм; d1 (D1) − внутренний диаметр резьбы, мм; d2 (D2) − средний диаметр резьбы, мм; Р – шаг резьбы, мм; α − угол профиля резьбы; Н−высота исходного треугольника резьбы, мм; β и γ− угол наклона сторон профиля резьбы; ψ − угол подъёма резьбы; l −длина свинчивания резьбы, мм. Профиль и номинальные размеры диаметров, α и Н являются общими для наружной и для внутренней резьбы. Профиль метрической резьбы и ее основные размеры регламентированы стандартами ГОСТ 9150-2002, ГОСТ 8724-2002, ГОСТ 24705-81. В соответствии с вариантом задания установить основные параметры резьбы и занести их в табл. 16. Пример: Параметры заданного резьбового соединения занесены в табл. 17. Резьба М14. d (D) 14

d1 (D1) 12,918

d2 (D2) 13,35

P 1,0

α 60

H 0,866

H/8 0,108

Таблица 17 H/6 H/4 0,144 0,216

31

3.2. Расположение полей допусков резьбы 3.2.1. Выбор характера соединения. Исходя из условий работы резьбового сопряжения и выполняемых функций, обосновать и установить характер соединения наружной и внутренней резьбы (с зазором, с натягом или переходное). 3.2.2. Выбор класса точности и посадки. С учётом характера резьбового сопряжения и эксплуатационных требований обосновать и назначить класс точности (точный, средний или грубый); обосновать и назначить посадку. Внутренние и наружные резьбы общего назначения соединяются по боковым сторонам профиля. Для метрической резьбы диаметром от 1 до 600 мм система допусков и посадок регламентирована ГОСТ 16093-81. Данный стандарт предусматривает посадки с зазором, для получения которых установлено пять основных отклонений для среднего диаметра d2 наружной резьбы: h, g, f, e, d (степени точности 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9) − и четыре − для внутренней: H, G, Е, F (степени точности 4, 5, 6, 7, 8). Посадки с натягом регламентированы ГОСТ 4608-81, который предусматривает основные отклонения для наружной резьбы по среднему диаметру d2: 2r, 3р, 3n; по наружному диаметру d: 6e, 6с и для внутренней резьбы по среднему диаметру D2: 2Н; по внутреннему диаметру D1: 4D, 5D, 4С, 5С. В целях обеспечения равномерности резьбовых соединений с натягом предусмотрена сортировка деталей по среднему диаметру на группы; число групп сортировки указывается в скобках (например: 3р(2), 3n(3), 2H(2), 2H(3)). Переходные посадки применяют при одновременном дополнительном заклинивании шпилек, что достигается её конструктивными особенностями [4]. Переходные посадки регламентированы ГОСТ 24834-81, в котором установлены отклонения по среднему диаметру d2 наружной резьбы: 4jk, 2m, 4j; по наружному диаметру d: 6g; по среднему диаметру внутренней резьбы D2: 3Н, 4Н, 5Н; по внутреннему диаметру внутренней резьбы D1: 6Н. Установлены три группы длин свинчивания: S − короткие, N − нормальные и L − длинные. Длины свинчивания свыше 2,24Pd0,2 до 6,7Pd0,2 относятся к группе N; длины свинчивания меньше 32

нормальных относятся к группе S, а больше к группе − L (d и Р − в мм). Поля допусков наружной и внутренней резьбы установленные для трех классов точности, указаны в табл. 18, 19, 20, 21. Таблица 18 Поля допусков наружной и внутренней резьбы для подвижных соединений Длина свинчивания Класс S N L точности Поле допуска наружной резьбы (5h4h) 4h Точный (3h4h) 4g Средний (5g6g) Грубый

(5h6h)

6d

6е

6f

6g

6h

8g

(8h)

(7e6e) 7g6g

(7h6h)

(9g8g)

Примечание 1. Поля допусков, указанные в скобках, по возможности не применять. 2. Поля допусков, поставленные в рамки, являются предпочтительными. Таблица 19 Поля допусков наружной и внутренней резьбы для подвижных соединений Длина свинчивания Класс S N L точности Поле допуска внутренней резьбы 4Н5Н 6Н Точный 4Н 5Н Средний (5G) 5H 6G 6Н (7G) 7Н Грубый 7G 7Н (8G) 8H

Обозначение поля допуска диаметра резьбы состоит из цифры, обозначающей степень точности, и буквы, обозначающей основное отклонение. Например: 4g, 6h, 7G . Если степени точности диаметров d1 и d2 наружной резьбы, D и D2 - внутренней резьбы не совпадают, их указывают отдельно: первое обозначение относятся к среднему диаметру d2(D2), второе - к d и D1. 33

Например: 3h 4h | |____Поле допуска диаметра d |_____Поле допуска диаметра d2 4Н 5Н | |_________Поле допуска диаметра D1 |________Поле допуска диаметра D2 Таблица 20 Поля допусков наружной и внутренней резьбы для переходных соединений Поля допусков Номинальный Материал детали с диаметр резьбы, внутренней Посадки наружной внутренней мм резьбой резьбы резьбы 4 H 6 H 3H 6 H Сталь , 4jk, 4Н6Н, 4 jk 2m 2m 3Н6Н 5 − 16

18 − 30

33 − 45

Чугун, алюминиевые и магниевые сплавы Сталь

Чугун, алюминиевые и магниевые сплавы Сталь, чугун, алюминиевые и магниевые сплавы

5 H 6 H 3H 6 H , 4 jk 2m

4jk, 2m

5Н6Н, 3H6H

4j, 2m

4Н6Н, 3Н6Н

4 H 6 H 3H 6 H , 4j 2m

4j, 2m

5Н6Н, 3Н6Н

5 H 6 H 3H 6 H , 4j 2m

5Н6Н

5H 6 H 4 jh

4jh

Если степени точности диаметров d и d2 наружной резьбы, D1 и D2 внутренней совпадают, то указывают одно обозначение на два диаметра. Примеры обозначения резьбы: 1) подвижных соединений: -с крупным шагом M12 - 6Н/6g; -с мелким шагом M12x1 - 6H/6g; 34

2) переходных соединений: -с крупным шагом M12 - 5H 6 H ; 4 jk -с мелким шагом M12х1 - 5H 6 H 4 jk

3) неподвижных соединений

- с крупным шагом M12 - 2 H 4 D(3) ;

3n(3) - с мелким шагом M12x1 - 2 H 4 D(3) . 3n(3)

Пример: Если в заданном узле на резьбовое сопряжение не установлено дополнительных требований по точности, то рекомендуется назначить средний класс точности. Для обеспечения подвижности сопряжения назначить предпочтительную посадку М14 - 6Н/6g. В соответствии с выбранным характером резьбового соединения установить по стандарту предельные отклонения размеров и занести их в табл.22. Для шага резьбы и угла профиля предельные отклонения не устанавливаются. Допуск по среднему диаметру Тd2(ТD2) дается на приведенный средний диаметр, то есть представляет сумму трех слагаемых: а) допуска собственно среднего диаметра; б) диаметральной компенсации погрешности шага fp; в) диаметральной компенсации погрешности угла профиля fα.

35

Таблица 21 Поля допусков наружной и внутренней резьбы для неподвижных соединений ДополниПоля допусков Материал Посадки тельные детали с наруж- внутренней резьбы условия внутренней ной при шагах Р при шагах Р сборки резьбой резьбы до 1,25 свыше до 1,25 свыше мм 1,25 мм мм 1,25 мм Чугун 2H5D 2Н5С и алюминиевые 2r 2Н5D 2H5C – 2r 2r сплавы Чугун, Сортировк 2H5D(2) 2H5C(2) алюминиевые 3р(2) 2Н5D(2) 2H5С(2) а на две 3p(2) 3p(2) сплавы группы Сталь, Сортировк высокоточные и 2H4D(3) 2Н4С(3) 3n(3) 2H4D(3) 2Н4С(3) а на три 3n(3) 3n(3) титановые группы сплавы

Пример: Для выбранной посадки вносим численные значения в табл. 22. Диаметры Наружный Средний Внутренний

Отклонения Верхнее ES, es Нижнее EI, ei Верхнее ES, es Нижнее EI, ei Верхнее ES, es Нижнее EI, ei

Наружная резьба – 0,026 – 0,206 – 0,026 – 0,144 – 0,026 –

Таблица 22 Внутренняя резьба – 0 + 0,160 0 + 0,236 0

3.2.3. Схема расположения полей допусков резьбы. Начертить схему расположения полей допусков наружной и внутренней резьбы в масштабе (пример: резьба М14 – 6Н/6g): М 20:1 − при р ≥ 3 мм; М 40:1 − при р ≤ 3 мм. Чертеж выполнить карандашом на чертежной бумаге формата А4 в соответствии с примером. На чертеже вместо буквенных обозначений размеров указать численные значения для выбранного сопряжения (рис.7).

36

Рис. 7. Схема полей допусков резьбового соединения

3.2.4. Определение предельных размеров. Вычислить предельные значения диаметров наружной и внутренней резьбы. Заполнить табл. 23. Пример: для выбранной посадки численные значения внесены в табл. 23.

Диаметры Наружный Средний Внутренний

Обозначение dmax (Dmax) dmin (Dmin) d2 max (D2 max) d2 min (D2 min) d1 max (D1 max) d1 min (D1 min)

Таблица 23 Численное значение, мм внутренняя наружная резьба резьба 13,974 – 13,794 14,0 13,324 13,510 13,206 13,350 12,892 13,154 – 12,918

37

3.3. Выбор средств контроля резьбового сопряжения Для назначенного резьбового сопряжения в условиях крупносерийного производства обосновать и подобрать средства контроля основных элементов резьбы. Привести описание средств контроля, порядка проверки размеров и условие годности резьбового сопряжения. 4. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ ШЛИЦЕВЫХ СОПРЯЖЕНИЙ Наибольшее распространение в машиностроении получили прямобочные и эвольвентные шлицевые сопряжения. Размеры и допуски прямобочных шлицевых сопряжений регламентированы стандартом ГОСТ 1139-80. ГОСТ 6033-80 регламентирует размеры, допуски эвольвентных шлицевых сопряжений. 4.1. Выбор способа центрирования шлицевого сопряжения Для обеспечения концентричности поверхности втулки относительно оси вращения вала у шлицев сопрягаемых деталей предусмотрена центрирующая поверхность. ГОСТ 1139-80 предусматривает три вида центрирования прямобочных шлицевых сопряжений: - по наружному диаметру − D и ширине шлица − b; - по внутреннему диаметру − d и ширине шлица − b;. - только по ширине шлица − b. Для эвольвентных шлицевых сопряжений установлено два способа центрирования: - по боковым сторонам − по S (чаще встречающийся и более экономичный вариант); - по наружному диаметру D. Иногда допускается центрирование относительно вспомогательной цилиндрической поверхности. 38

В зависимости от условий эксплуатации, требований точности центрирования и характера термической обработки материала втулки выбрать и обосновать способ центрирования шлицевого сопряжения. 4.2. Выбор точности и характера сопряжения шлицевых деталей Точность центрирующих элементов прямобочных шлицевых сопряжений установлена в пределах 5-…10-го квалитетов для валов и 6-…10-го − для втулок. Посадки шлицевых соединений с прямобочным профилем строятся по системе отверстия. Они осуществляются по центрирующей поверхности и одновременно по боковым поверхностям впадин втулки и зубьев вала. Рекомендуемые посадки приведены в табл. 24 и 25. Таблица 24 Поле допуска втулки Н6

Основное отклонение вала е

Н7 e8

H8

H8 H8 , e8 e9

Н8

g

h

js

n

центрирование по внутреннему диаметру d H6 H6 g5 js5

Н7

Н7

f

H7 f7

H7 g6

H7 H7 H7 , H7 , h6 h7 js 6 js 7

Центрирование по наружному диаметру D Н7 H7 H7 Н7 f7 g6 h6 js6 H8 H8 e8 h7

Н7 n6

H7 n6

Для нецентрирующих диаметров поля допусков приведены в табл. 25 (ГОСТ 1139-80).

39

Нецентрирующий диаметр D d

Вид центрирования По d или b По D или b

Таблица 25 Поля допусков втулки вала H12 а11 H11 -

В эвольвентных шлицевых сопряжениях для ширины Н впадины втулки установлено одно основное отклонение Н и 7-, 9- и 11-я степени точности; для толщины S зуба вала установлены 10 основных отклонений: a, c, d, f, g, h, k, n, p, r и 7-, 8-, 9-, 10- и 11-я степени точности. Посадки по боковым поверхностям зубьев предусмотрены только в системе отверстия. При центрировании по наружному диаметру D эвольвентного шлицевого сопряжения установлены следующие два ряда полей допусков для центрирующих диаметров окружности впадин втулки Df и окружности вершин зубьев вала da: ряд 1 – Н7 для Df и n6, js6, h6, g6, f7 для da; ряд 2 – Н8 для Df и n6, h6, g6, f7 для da. Первый ряд следует предпочитать второму. Числовые значения основных отклонений и полей допусков принимать по ГОСТ 2534782. Допуски не центрирующих диаметров при центрировании по боковым поверхностям зубьев принимают такими, чтобы в соединении исключать контакт по этим размерам [4,6]. Исходя из требуемой точности соединения сопрягаемых деталей, следует обосновать квалитет точности изготовления посадочных поверхностей. В зависимости от условий эксплуатации (соединение подвижное; неподвижное, часто разбираемое; неподвижное, редко разбираемое) по табл. 26 необходимо выбрать посадки шлицевого сопряжения с прямобочным профилем (для эвольвентного шлицевого соединения − по ГОСТ 6033-80). По ГОСТ 25347-82 найти численные значения отклонений центрирующих и нецентрирующих поверхностей. Привести схему расположения полей допусков и чертеж шлицевого сопряжения (рис. 8).

40

Таблица 26 Поле допуска втулки F8

d

Посадки по ширине - b основное отклонение вала e f h

D10 F10

js10 F8 D9 F10 Js10

D10, F8 D9 F10 Js10

k

Центрирование по внутреннему диаметру d F8 F8 F8 F8 F8 F8 F8 , , , h7 h8 h9 f7 f8 d8 js7

Н8

D9

js

D9 d9

D9 e8

D10 d9 F10 d9

F10 e8

D9 D9 D9 , , f7 f8 f9

H8 H8  H8 , ,  h7 h8  h9 

H8 js7

D9 D9 , h8 h9

D9 js7

D9 k9

F10 js7

F10 k7

F10 F10 F10 F10 , F10 , F10 , , f 7 f 8 f 9 h7 h8 h9

Js10 d10 Центрирование по наружному диаметру D F 8 F8 F8 F8 F8   F8   , , d 9   f7 f8 h6 h8 e8 D9 D9 D9 D9 d9 e8 f7 h8 F10 F10 F10 e9 f7 h9 Js10 d10 Центрирование по ширине b  D10  D10 D10 F8 F8 ,   d10 d 8 f8 f8  h10 

F8 js7 D9 js7

F8 js7

D9 d9

D9 e8

D9 D 9 , f8 f9

D9 D 9 , h8 h9

D9 js7

D9 k9

F10 d9 Js10 d9

F10 e8

F10 F10 , f8 f9

F10 F10 , h8 h9

F10 js7

F10 k7

41

4.3. Обозначения шлицевых соединений Обозначения шлицевых соединений валов и втулок должны содержать: - букву, обозначающую поверхность центрирования; - число зубьев и номинальные размеры d, D и b соединения вала и втулки; - обозначение полей допусков или посадок диаметров, а также размера b, помещенного после соответствующих размеров. Dd - –z × d x D × b ГОСТ 1139-80 bРазрешается не указывать в обозначении допуски нецентрирующих диаметров. Пример обозначения соединения: а) центрирование по D и b: D − 6 × 26 × 32

H7 F8 ; ×6 js 6 js 7

б) центрирование по d и b: D − 6 × 26

H8 H 12 F8 ; × 32 ×6 e8 a11 d8

в) центрирование по b: D − 6 × 26 × 32

H 12 D9 . ×6 a11 h8

Обозначение эвольвентного шлицевого соединения должно содержать: - номинальный диаметр соединения Df модуль m; - обозначение посадки соединения, помещаемое после размеров центрирующих элементов. Примеры обозначения: 1) при центрировании по боковым сторонам зубьев Df = 50 мм, m = 2 мм, посадка 9H/9g: 9H соединения 50 × 2 × ГОСТ 6033-80; 9g втулки 50 × 2 × 9Н ГОСТ 6033-80; вала 50 × 2 × 9g ГОСТ 6033-80; 42

2) при центрировании по наружному диаметру Df = 50 мм, m = 2 мм, посадка Н7/ g6: соединения: 50 × 2 × Н7/g6 ГОСТ 6033-80; 3) при центрировании по внутреннему диаметру Dа = 50 мм, m = 2 мм, посадка Н7/ g6: i50 × 2 × H7/g6 ГОСТ 6033-80; (i обозначает центрирование по внутреннему диаметру). Пример. Для подвижного прямобочного шлицевого сопряжения с номинальным размером 6×26×32, при отсутствии повышенных требований по точности центрирования, выбрать способ центрирования и посадки. 1. Так как повышенных требований к точности центрирования нет, а втулка термически не обрабатывается, выбираем центрирование по наружному диаметру D и ширине шлица b. 2. Точность центрирования относительно невысокая, по ГОCТ 1139-80 выбираем норму точности центрирующих поверхностей − 7 и 8 квалитетам, нецентрирующих − по 11-12 квалитетам. 3. Соединение подвижное. По ГОСТ 1139-80 выбираем предпочтительную посадку H7/f7 – по D и F8/f8 – по b. Для d – H11 на втулку. На валу на диаметр d отклонения нормируются самим конструктором − назначаем а11. Окончательно получим: H 7 F8 . D − 6 × 26 × 32 × f7

f8

4. По ГОСТ 25347-82 находим численные значения отклонений: D − 32

H 7(+ 0,025 ) ;  − 0,025  f 7   − 0,050 

 + 0,028   F 8 + 0,010  d − 26 H 11(+ 0,130 )  ; b−6  − 0,300   − 0,010  a11   f 8  − 0,430   − 0,028 

dmin = 25,57 не меньше размера d1 =24,6 по ГОСТ 1139-80. 5. Схема полей допусков и чертеж шлицевого сопряжения представлены на рис. 8.

43

Рис. 8. Допуски шлицевого соединения

5. РАСЧЕТ ДОПУСКОВ РАЗМЕРОВ, ВХОДЯЩИХ В РАЗМЕРНЫЕ ЦЕПИ При конструировании механизмов, машин, приборов и других изделий, проектировании технологических процессов, выборе средств и методов измерений возникает необходимость в проведении размерного анализа, с помощью которого достигается правильное соотношение взаимосвязанных размеров и определяются их эксплуатационные интервалы (допуски). Подобные расчеты выполняются с использованием теории размерных цепей. При этом 44

могут быть решены следующие конструкторские, технологические и метрологические задачи [8]: 1. Установление геометрических и кинематических связей между размерами деталей, расчет номинальных значений, отклонений и допусков размеров звеньев. 2. Расчет норм точности и разработка технических условий на машины и их составные части. 3. Анализ правильности простановки размеров и отклонений на рабочих чертежах деталей. 4. Расчет межоперационных размеров, припусков и допусков, пересчет конструктивных размеров на технологические. 5. Обоснование последовательности технологических операций при изготовлении и сборке изделий. 6. Обоснование и расчет необходимой точности приспособлений. 7. Выбор средств и методов измерений, расчет достижимой точности измерений. Размерные цепи используют для решения прямой и обратной задач, отличающихся последовательностью расчетов. Прямая задача. По заданным номинальным размерам всех звеньев размерной цепи и предельным отклонениям исходного (замыкающего) размера определить допуски и предельные отклонения всех составляющих звеньев. Такая задача относится к проектному расчету размерной цепи. Обратная задача. По заданным номинальным размерам и предельным отклонениям составляющих звеньев определить номинальный размер и предельные отклонения замыкающего звена. Такая задача относится к проверочному расчету размерной цепи. Существуют следующие методы решения размерных цепей: 1. Метод полной взаимозаменяемости. 2. Вероятностный метод. 3. Метод групповой взаимозаменяемости (селективной сборки). 4. Метод пригонки. 5. Метод регулирования. В данном учебном пособии рассматриваются два первых метода решения размерных цепей.

45

5.1. Метод расчета размерных цепей, обеспечивающий полную взаимозаменяемость Чтобы обеспечить полную взаимозаменяемость, размерные цепи рассчитывают методом полной взаимозаменяемости (методом максимума – минимума). Этот метод обеспечивает заданную точность сборки без какого-либо подбора или пригонки деталей [1, 3, 8]. 5.1.1. Решение обратной задачи. Расчет размерных цепей основан на положении об их замкнутости. При этом номинальный размер замыкающего звена будет равен n

n +p

i =1

i =n +1

A0 = ∑ Ai ув − ∑ Ai ум ,

(20)

где А0 и Ai − замыкающее и составляющие звенья размерной цепи; n, p − число увеличивающих и уменьшающих звеньев размерной цепи. n+p=m−1, где m − общее число звеньев цепи, включая замыкающее. Составляющие размеры могут изменяться в установленных допусками пределах, при этом в зависимости от сочетаний увеличивающих и уменьшающих составляющих размеров замыкающий размер, будет иметь наибольшее или наименьшее значение, т.е. n

n +p

i =1 n

i = n +1 n +p

i =1

i = n +1

Ao max = ∑ Ai увmax − ∑ Ai умmin

(21)

Ao min = ∑ Ai увmin − ∑ Ai умmax

(22)

Так как разность между наибольшим и наименьшим предельным размерами есть допуск, то можно записать n

n+p

m −1

i =1

i =1

i =1

TAO = ∑ TAi ув + ∑ TAi ум = ∑ TAi .

(23)

Предельные отклонения замыкающего звена можно определить, пользуясь координатами середины поля допуска Ес, половиной поля 46

допуска ТА/2 и расчетными значениями верхних и нижних предельных отклонений составляющих звеньев ЕS и EI. Для любого составляющего звена (24) ES(Ai) = Ec(Ai) + TAi/2; EI(Аi) = Ec(Ai) – TAi/2. По аналогии для замыкающего звена ES(A0) = Ec(А0) + ТA0/2 , (25) EI(A0) = Ec(A0) – ТA0/2. Выразим наибольший предельный размер в виде алгебраической суммы номинального размера и верхнего отклонения, а наименьший предельный размер − в виде алгебраической суммы минимального размера и нижнего отклонения. На основании уравнений (21) и (22) получим: n

n+ p

i =1

i = n +1 n+ p

A0 + ES ( A0 ) = ∑ [ Ai + ES ( Ai )]ув − n

A0 + EI ( A0 ) = ∑ [ Ai + EI ( Ai )]ув − i =1

∑ [Ai + EI ( Ai )]ум ;

(26)

∑ [Ai + ES ( Ai )]ум .

(27)

i = n +1

Величину А0 можно определить по уравнению (20), используя уравнения (20, 26 и 27), можно получить зависимости для определения верхнего и нижнего отклонений замыкающего звена: n

n+ p

i =1 n

i = n +1 n+ p

ES ( A0 ) = ∑ ES ( Ai ) ув − ∑ EI ( Ai ) ум ;

(28)

EI ( A0 ) = ∑ EI ( Ai ) ув − ∑ ES ( Ai ) ум ;

(29)

i =1

i = n +1

и выражение для определения координаты середины поля допуска замыкающего звена n

n+ p

i =1

i = n +1

EC ( A0 ) = ∑ EC ( Ai ) ув − ∑ EC ( Ai ) ум . Уравнения (28, 29 и 30) используются правильности решения размерной цепи.

(30) для

проверки

5.1.2. Решение прямой задачи. Определение допусков составляющих звеньев размерной цепи можно произвести при двух условиях: 1) при условии равных допусков; 2) при условии допусков одного квалитета точности. 47

Условие равных допусков применяют, если составляющие размеры являются величинами одного порядка и могут быть выполнены примерно с одинаковой экономической точностью. Средней допуск составляющих звеньев можно определить по формуле: (31) TсрAi = TA0/(m-1) Полученный средний допуск TсрAi корректируют для некоторых составляющих размеров в зависимости от их величины, конструктивных требований и технологических условий изготовления, но так, что бы выполнялось условие ТА0 ≥ ∑ТАi. При этом необходимо использовать стандартные поля допусков предпочтительного применения. При условии допусков одного квалитета точности предполагают, что все составляющие цепь размеры могут быть выполнены по какому-либо одному квалитету точности. Допуск любого составляющего звена может быть найден в виде TAi = ai 0,453 D + 0,001D = aiii , где аi – число единиц допуска; ii − единица допуска, мкм (табл. 27). D – средний геометрический размер интервала, к которому относится данный линейный размер.

(

)

Таблица 27 Интервал размеров, мм до 3 3-6 6-10 10-18 18-30 30-50 50-80 0,55 0,73 0,90 1,08 1,31 1,56 1,86 Единица допуска i, мкм Интервал размеров, мм 60-120 120-180 180-250 250-350 350-400 400-500 Единица допуска i, мкм 2,17 2,52 2,90 3,23 3,54 3,89

Согласно уравнению (23) можно записать ТА0 = а1i1+a2i2+…am-1im-1. По условию задачи а1 = а2 = ... = аm-1 = аср и, следовательно, m −1

(

)

m −1

TA0 = aср ∑ 0,45 D + 0,001D = ai ∑ ii , i =1

48

3

i =1

откуда TA acp = m −10 ∑ ii

(32)

i =1

Если допуски некоторых составляющих звеньев размерной цепи являются известными, например, допуски подшипников качения, входящих в состав цепи, то формула (32) примет вид: n

aср =

TA0 − ∑ TAi i =1 m − n −1

∑ ii

(33)

,

i =1

где n – число составляющих звеньев, допуски которых заданы. По аср выбирают по табл. 28 ближайший квалитет точности. Таблица 28 Квалитет точности Число единиц допуска

5

6

7

8

9

10

11

12

13

14

15

16

17

7 10 16

25

40

64 100 160 250

400

640

1000

1600

Найденные по ГОСТ 25346-89 в зависимости от квалитета точности и номинального размера величины допусков корректируют в зависимости от конструктивно-эксплуатационных требований и возможности применения такого процесса изготовления, экономическая точность которого близка к требуемой точности размера. Допуски для охватывающих размеров рекомендуется определять, как для основного отверстия, а для охватываемых - как для основного вала. При этом должно выполняться условие: ТА0 = ∑ТАi. После нахождения допусков составляющих звеньев по заданным величинам ЕS(А0) и EI(A0) определяют величины и знак верхних и нижних отклонений составляющих размеров так, чтобы они удовлетворяли уравнениям (28) и (29), а также уравнению (30). Пример. Решение прямой задачи методом обеспечения полной взаимозаменяемости. Схема размерной цепи приведена на рис. 9. 49

А6 А1

А2

А3

А4

А5

А0

Рис. 9. Схема размерной цепи

Замыкающее звено (величина зазора) должно быть в пределах 1,0…1,4 мм. Требуется назначить допуски и предельные отклонения на составляющие размеры при условии допусков одного квалитета точности. Решение удобнее расположить в виде таблицы (табл. 29). Аi ном, мм А1 = 20 А2 = 35 А3 = 35 А4 = 50 А5 = 60 A6 = 200

ii, мкм 1,31 1,56 1,56 1,86 1,86 2,90

TAi, мкм 52 62 62 62 74 115

Σii = 11,05

ΣТАi = 427

Таблица 29 Ai, мм 20-0,052 35-0,062 35-0,062 50-0,062 60-0,046 200++11,,116 000

аср определяется по формуле (32) 400 = 36,20 → 40 ед. допуска. aср = 11,05 Значение аср соответствует 9-му квалитету точности. В столбце 3 табл. 29 приведены допуски на размеры Аi, соответствующие 9-му квалитету. Сумма допусков ΣТАi больше допуска ТА0 на 27 мкм. Чтобы удовлетворить уравнению (23), уменьшается допуск A5. Номинальное значение замыкающего звена определяется по уравнению (20): А0=0; 50

А0min = 1,0 мм; А0max = 1,4 мм, следовательно, предельные отклонения: ES(A0) = +1400 мкм EI(A0) = +1000 мкм. Так как все размеры цепи являются охватываемыми, назначаются отклонения всех составляющих звеньев (кроме А6) (столбец 4, табл. 29). Размер А6 остается резервным. Для резервного звена по уравнениям (28, 29) определяются предельные отклонения: ES(A0) = 1116 мкм; EI(A0)=1000 мкм. По уравнению (23) осуществляется проверка: ТА0 = 400 мкм; ΣTAi = 52 + 62 + 62 + 62 + 46 + 116 = 400 мкм, т.е. допуск замыкающего звена равен сумме допусков составляющих. 5.2. Теоретико-вероятностный метод расчета размерных цепей При решении размерных цепей методом максимума-минимума предполагают, что в процессе обработки или сборки возможно одновременное сочетание наибольших увеличивающих и наименьших уменьшающих размеров или обратное их сочетание. Оба эти случая мало вероятны, так как отклонения размеров в основном группируются около середины поля допуска. Благодаря наличию рассеивания числовых значений при обработке деталей составляющие звенья рассматриваются как случайные величины, причем замыкающее звено также можно рассматривать как случайную величину, представляющую собой сумму независимых случайных величин. 5.2.1. Решение обратной задачи. Полагая, что погрешность составляющих и замыкающего размеров подчиняется закону нормального распределения, а границы их вероятного рассеяния (6σ) совпадают с границами полей допусков, можно принять ТАi = 6σAi 51

или σAi=TAi/6; соответственно такие справедливы и для замыкающего звена.

же

зависимости

будут

На основании того, что дисперсия суммы нескольких независимых случайных величин равна сумме дисперсий этих величин, и с учетом формулы (23) можно получить уравнение для определения допуска замыкающего размера m −1

TA0 = ∑ TAi2 i =1

(34)

Формула (34) справедлива при условии, что распределение действительных размеров подчиняется закону Гаусса, центр группирования совпадает с серединой поля допуска, а поле рассеяния − с величиной допуска (наиболее реальный и часто встречающийся случай). После определения допуска замыкающего звена по формуле (30) находят значение ЕС(А0), а затем по уравнениям (25) - величины ES(A0) и EI(A0). При несимметричных законах распределения, когда центр группирования не совпадает с координатой середины поля допуска, и в случае, если погрешности размеров не подчиняются закону нормального распределения (закону Гаусса), необходимо вводить коэффициент относительной асимметрии αi кривой распределения и коэффициент относительного рассеивания Кi. 5.2.2. Решение прямой задачи. Допуски составляющих размеров цепи при заданном допуске исходного размера можно рассчитать несколькими способами. При условии (способа) равных допусков принимают, что величины ТАi, EC(Ai), αi и Кi для всех составляющих размеров одинаковы. По заданной величине ТА0 определяют средние допуски ТсрАi, удовлетворяющие условию (34). По аналогии с равенством (31) можно получить уравнение для определения среднего допуска составляющих звеньев TA0 = (m − 1) ⋅ Tср Ai2 ⋅ K i2 , откуда Tср Ai =

52

T A0 Ki m − 1

(35)

Если распределение погрешностей размеров всех звеньев подчиняется нормальному закону, то Кi = 1. Найденные значения ЕC(Ai) и ТсрАi корректируют, учитывая требование конструкции, экономическую целесообразность достижения заданной точности получения размеров. Правильность решения задачи проверяют по уравнению (33). При условии назначения допусков одного квалитета точности, расчет в общем аналогичен решению обратной задачи методом полной взаимозаменяемости, и формула (32) примет следующий вид: n

aср =

TA02 − K i2 ∑ Tср Ai2 i =1

Ki

m − n −1

(36)

∑ ii2 i =1

Если имеем нормальный закон распределения погрешностей размеров замыкающего и составляющих звеньев, то К0 = Кi = 1. По найденному квалитету точности определяются допуски всех составляющих звеньев и их предельные отклонения в зависимости от того, охватывающие эти размеры или охватываемые. Одно звено, как правило, самое большое по номинальному размеру, оставляется как резервное. Для этого звена определяется допуск по формуле (35) и координата середины поля допуска по формуле (30), а затем верхнее и нижнее продельные отклонения. Получив результаты расчёта размерной цепи, необходимо проанализировать их и выбрать наиболее оптимальный вариант решения, исходя из условия достижения требуемой точности и экономической целесообразности выполнения всех звеньев размерной цепи. В качестве примера приводится решение предыдущей задачи теоретико-вероятностным методом. Решение можно представить в виде таблицы (табл. 30). Значение аср определяется по формуле (36) 400 = 85,4 . acp = 4,68 Принимается 10-й квалитет точности. В столбце 4 табл. 30 записываются допуски по 10-му квалитету для всех звеньев, кроме A6 − резервного. Для этого звена по уравнениям (35) и (30) определяются допуск TA6 и координата середины поля допуска 53

EС(A6), а затем предельные отклонения ES(A6) и EI(A6) и записываются в табл. 30: ТА6 = 320 мкм; EС(A6) = 940 мкм; ES(A6) = 1100 мкм; EI(A6) = 780 мкм. Таблица 30

ii2

Ai ном A1 = 20 А2 = 35 А3 = 35 А4 =50 А5 = 60

ii 1,31 1,56 1,56 1,86 1,86

1,72 2,43 2,43 3,46 3,46

A6 = 200

2,90

8,41

TAi, мкм 84 100 100 120 120

TAi2 7056 10000 10000 14400 14400

Аi 20-0,084 35-0,100 35-0,100 50-0,120 60-0,120

200 ++10,,1078

Σ 21,91

6. МЕТОД ГРУППОВОЙ ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ (СЕЛЕКТИВНОЙ СБОРКИ) Методом групповой взаимозаменяемости называют метод решения размерной цепи, при котором точность замыкающего звена достигается путем включения в нее составляющих звеньев, принадлежащих одной из групп, на которые они были предварительно рассортированы. Сборка с предварительной рассортировкой на группы называется селективной. Принцип групповой взаимозаменяемости (селективной сборки) заключается: в разделении изготовленных деталей на размерные группы по более узким допускам, чем допуск на изготовление; в использовании при сборке сочетания определенной группы валов и отверстий. К достоинствам групповой взаимозаменяемости следует отнести возможность использовать расширенные допуски на изготовление и получать сопряжения высокой точности. Это обеспечивает более экономное производство по сравнению с тем, если бы производилась обработка по более узким допускам. Так же преимуществом этого метода расчета размерной цепи является то, что можно увеличить точность замыкающего звена, не увеличивая точности обработки 54

составляющих звеньев. Недостатки групповой взаимозаменяемости: -введение 100% измерения деталей усложняет технологический процесс изготовления; -необходимы дополнительные площади и тара для размещения групп деталей; -усложняется техническая документация назначением дополнительных требований к точности; -отсутствует полная взаимозаменяемость; -ужесточаются требования к точности формы сопрягаемых поверхностей в пределах значений размеров группы. При селективной сборке, в посадках с зазором и натягом, наибольшие зазоры и натяги уменьшаются, а наименьшие увеличиваются. Приближаясь с увеличением числа групп сортировки к среднему значению зазора или натяга для данной посадки, что делает соединения более долговечными. В переходных посадках наибольшие натяги и зазоры уменьшаются, приближаясь с увеличением числа групп сортировки к значению натяга или зазора, которое соответствует серединам полей допусков деталей. 6.1. Решение задачи по групповой взаимозаменяемости Исходные данные: 1) соединение технологическое, заданное номинальным размером и полями допусков деталей по возможности изготовления: ∅90G8/h8; 2) точность соединения (эксплуатационного), заданная групповым допуском посадки (зазора), требуемая по условиям функционирования соединения: TSэкс = 50 мкм. Требуется: - определить значения предельных зазоров в заданном технологическом соединении; - определить число групп вала и отверстия для обеспечения заданной точности соединения; - вычертить схему полей допусков заданного соединения, разделив поля допусков отверстия и вала на требуемое число групп. Пронумеровать групповые поля допусков; 55

- составить карту сортировщика, указав в ней предельные размеры валов и отверстий в каждой размерной группе. Решение: Допуски и предельные отклонения размеров определяются согласно ГОСТ 25347-82 [4]: G8( ++00,,1266 ) ∅90 h8( −0 ,54 ) Определяются наибольший и наименьший предельные размеры: - отверстия: Dmax = Dн + ES = 90+0,066 = 90,066 мм Dmin = Dн + EI = 90 + 0,012 = 90,012 мм - вала: dmax = dн + es = 90 + 0 = 90,00 мм dmin = dн + ei = 90 +(– 0,054) = 89,946 мм при этом: ТА = Dmax – Dmin = ES – EI = 90,066 – 90,012 = = 0,066 – 0,012 = 0,054 мм = 54 мкм ТВ = dmax – dmin = es – ei = 90,00 – 89,946 = = 0 – (–0,054) = 0,054 мм = 54 мкм. Определяются наибольший и наименьший предельные зазоры: Smax = Dmax – dmin = 90,066 – 89,946 =0,120 мм =120 мкм Smin = Dmin – dmax = 90,012 – 90,00 = 0,012 мм = 12 мкм; Определяется допуск посадки: TS = Smax – Smin = ТA + ТВ = 0,120 – 0,012 = 0,108 мм = 108 мкм. Рассмотрим случай определения числа n групп, когда в заданной посадке ТА = ТВ. Для этого случая характерно, что групповой зазор остается постоянным при переходе от одной группы к другой. S(max)1 = S(max)i = S(max)n; S(min)1 = S(min)i = S(min)n; nгр =TSтех / TSэкс.гр = 108 = 2,16 . 50

Результат округляется до целого числа в большую сторону и принимается nгр = 3. Затем определяются групповые допуски деталей для селективной сборки: ТВ 54 ТА 54 = = 18 мкм. = = 18 мкм; ТВгр= ТАгр= 3 3 пгр пгр 56

Так как номинальный размер и квалитет одинаковые, то групповой допуск вала и отверстия будут равными: ТАгр = Вгр = 18 мкм. В табл. 31 приведена карта сортировщика. Схема полей допусков соединения приведена на рис. 10. Таблица 31 Карта сортировщика для сортировки деталей соединения на три размерные группы Размеры деталей, мм Номер размерной группы отверстие вал 1 от 90,012 89,946 до 90,030 89,964 2 свыше 90,030 89,964 до 90,048 89,982 3 свыше 90,048 89,982 до 90,066 90,000 +0,066

2(С)

0,048 min= 1

S

1

max=

0,084

+0,012

S

1(М)

+0 3(Б) 2(С)

-0,018

-0,036

1(М) Dmax = 90,066

Dmin = 90,012

Dн = 90,000

dmax = 90,000

-0,054

dmin = 89,946

Smax= 0,120

+0,030

Smin= 0,012

3(Б) +0,048

Рис. 10. Схема полей допусков соединения Ø90 G8/h8, детали которого рассортированы на три размерные группы

57

7. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ И КОНТРОЛЬ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ При выполнении данного раздела, пользуясь указанными в задании параметрами зубчатого колеса (m, z, назначение), необходимо [4,5,6]: 1. Выбрать степень точности зубчатого колеса. 2. Выбрать контролируемые параметры. 3. Выбрать средства контроля. Дать их краткую характеристику и необходимые схемы. 4. Выполнить чертеж зубчатого колеса. 7.1. Выбор степеней точности Допуски цилиндрических зубчатых передач нормируются ГОСТ 1643-81 и распространяются на эвольвентные цилиндрические зубчатые передачи внешнего и внутреннего зацепления с прямозубыми, косозубыми и шевронными зубчатыми колесами с делительным диаметром до 6 300 мм, шириной венца или полушеврона до 1 250 мм, с модулем зубьев от 1 до 56 мм. По точности изготовления все зубчатые колеса разделены на 12 степеней точности, для 1- и 2-й степеней точности числовые значения отклонений стандартов не регламентируются (предусмотрены для будущего развития). Нормы степеней точности 3−5 предназначены главным образом для измерительных колес, в зацеплении с которыми контролируются зубчатые колеса. Наиболее широко распространены колеса 6-9-й степеней точности. Для каждой степеней точности зубчатых колес и передач устанавливаются три нормы точности: кинематическая, плавности работы и контакта зубьев. Нормы могут комбинироваться из разных степеней точности, причем нормы плавности работы колеса могут назначаться не более чем на две степени точности или на одну степень грубее степени кинематической точности. Нормы контакта зубьев могут назначаться по любым степеням более точным, чем норма плавности. В зависимости от назначения зубчатых передач выбор степеней точности можно производить по данным табл. 32. 58

Системой допусков на зубчатые передачи устанавливают гарантированный боковой зазор jn min, который называют наименьшим предписанным боковым зазором. Для удовлетворения требований различных отраслей промышленности, независимо от степени точности изготовления колес передачи, предусмотрено шесть видов сопряжений, определяющих различную величину jn min, (рис. 11).

A

Допуски боковых

B

зазоров Tjn

D

C

Гарантированные боковые зазоры jnmin

E H

Рис. 11 Степень точности цилиндрического зубчатого колеса 1 5 (прецизионные)

6 (высокоточные)

Таблица 32 Область применения Округленные скорости колес прямозубых /косозубых 2 3 Свыше 30 м/с Зубчатые колеса, предназначенные для передач с прецизионной согласованностью Свыше 50 м/с вращения или работающих при высоких скоростях с наибольшей плавностью и бесшумностью. Колеса прецизионных механизмов или высокоскоростных передач (турбинные), измерительные колеса для контроля колес 8- и 9-й степеней точности. До 15 м/с Зубчатые колеса, предназначенные для До 30 м/с передач с точной согласованностью вращения или работающих при повышенных скоростях и больших нагрузках плавно и бесшумно. Колеса делительных механизмов или скоростных редукторов, ответственные колеса авиа-, авто-, и станкостроения.

59

1 7 (точные)

8 (средней точности)

9 (пониженной точности)

Окончание табл. 32 2 3 До 10 м/с Зубчатые колеса, работающие при До 15 м/с повышенных скоростях и умеренных нагрузках, или, наоборот, колеса подачи в станках, где требуется согласованность движений, колеса редукторов нормального ряда, колеса авиа- и автостроения. До 6 м/с Зубчатые колеса общего машиностроения, До 10 м/с не требующие особой точности колеса станков, не входящие в делительные цепи, неответственные шестерни авиа-, авто- и тракторостроения, колеса грузоподъёмных механизмов, ответственные шестерни сельскохозяйственных машин. Зубчатые колеса, предназначенные для До 2 м/с грубой работы, ненагруженные передачи, До 4 м/с выполненные по конструктивным соображениям большими, чем полученные из расчета.

Сопряжения А, В, С, D, Е, Н применяют соответственно для степеней точности 3-12, 3-11, 3-9, 3-8, 3-7, 3-7. Установлено шесть классов отклонений межосевого расстояния с I по VI. Сопряжения Н, Е обеспечиваются при II классе, сопряжения D, С, В и A − при классах III, IV и VI соответственно. Соответствие видов сопряжений и указанных классов допускается изменять. На боковой зазор установлен допуск Tjn, по мере увеличения бокового зазора увеличивается и допуск Tjn. Установлено восемь видов допусков Tjn на боковой зазор: х, у, z, a, b, c, d, h. ГОСТ рекомендует с одноименным видом сопряжения сочетать одноименный вид допуска, т.е. А − а, В − в, С – с, D – d, Е и Н – h, но разрешает с любым видом сопряжения использовать любой вид допуска, в том числе x, y, z. В технической документации точность изготовления зубчатых колес и передач задают степенями точности для трех норм, а требования к боковому зазору − видом сопряжения по нормам бокового зазора. Например: - при комбинировании норм точности и вида допуска на боковой зазор: 60

8-7-6-Bа ГОСТ 1643-81− цилиндрическая передача со степенью 8 по нормам кинематической точности, со степенью 7 по нормам плавности, со степенью 6 по нормам контакта зубьев, с видом сопряжения В, видом допуска на боковой зазор а и соответствием между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния; - при отсутствии комбинирования: 7-С ГОСТ 1643-81 – цилиндрическая передача со степенью точности 7 по всем трем нормам, с видом сопряжения зубчатых колес С и соответствием между видом сопряжения и видом допуска на боковой зазор (вид допуска с), а также между видом сопряжения и классом отклонений межосевого расстояния. 7.2. Выбор контролируемых параметров и их численных значений ГОСТ 1643-81 предусматривает несколько вариантов показателей точности колес. Эти варианты равноправны. Выбор тех или иных контролируемых параметров зубчатых колес зависит oт их требуемой точности, размера, особенностей производства и других факторов. Предпочтение следует отдавать комплексным показателям. В табл. 33 указаны наиболее часто используемые комплексы контроля, применяемые в различных отраслях машиностроения. Таблица 33 Прямозубые и узкие косозубые колеса Измерительные, Авиационные, Тракторные, крановые, делительные, автомобильные, сельскохозяйственных Нормы ответственные станочные, тяговые машин Степень точности 3− 5 4− 6 6− 8 6− 9 9−11 Кинематиче1. F’i 1. Fvw и F”i 1. F’i ской 2. Fp и Fvw и F”i Fr 2. Fr и Fvw 2. Fp и Fpk точности Fpk 1. f ”i Плавности 1. f’i ” fpb и ff f i fpt 2. fpb работы 2. fpb и ff Контакта суммарное пятно контакта Fβ Fβ зубьев Бокового E″as E″as EWms EHS EHS зазора EWms EWms

61

Численные значения контролируемых параметров выбирают по ГОСТ 1643-81. 7.3. Назначение средств параметров зубчатых колес

контроля

для

выбранных

Измерение и контроль зубчатых колес производится специальными и универсальными измерительными средствами, которые можно выбрать по данным табл. 34. Таблица 34 Средства измерения Измеряемый элемент Специальные Универсальные Кинематическая Приборы для контроля и циклическая кинематической – погрешности погрешности, волномеры Накопленная Прибор для поэлементного Теодолиты, лимбы, погрешность контроля, приборы для делительные диски, шага контроля накопленной делительные головки − все с погрешности шага применением рычажночувствительного прибора Измерительное Приборы для контроля Штихмасы межосевое измерительного межосевого расстояние расстояния для поэлементного контроля Радиальное Биениемеры Плита с центрами, ролики и биение зубчатого рычажно-чувствительный венца прибор Основной шаг Шагомеры для основного Штангенциркуль, (шаг зацепления) шага микрометрический нормалемер Профиль зуба Эвольвентомеры Проекторы, большой инструментальный микроскоп Суммарное пятно Контрольно-обкатные Контрольные приспособления в контакта станки рабочем корпусе Направление зуба Прибор для контроля Плита с центрами, ролик и направления зуба, ходомер и рычажно-чувствительный др. прибор на стойке нормалемеры. Два ролика и микрометр, Толщина зубьев, Зубомеры, прибор для поэлементного штангенциркуль, смещение контроля, прибор для микрометрический исходного жёсткие измерительного нормалемер, контура, длина контроля предельные скобы общей нормали межосевого расстояния

62

7.4. Выполнение чертежа цилиндрического зубчатого колеса Чертеж цилиндрического колеса должен быть выполнен в соответствии с требованиями ЕСКД и ГОСТа 2.403-75. На изображении зубчатого колеса должны быть указаны: а) диаметр окружности выступов; б) ширина венца; в) шероховатость боковой поверхности зубьев (допустимая шероховатость рабочих поверхностей зубьев колеса приведена в табл. 35); г) размеры фасок или радиусов кривизны линий на кромках зубьев. Кроме того, указываются все конструктивные размеры элементов колеса. Степени точности 3 колес Значения от 0,08 Ra ,мкм до 0,32

4

5

6

0,16 0,63

0,16 0,63

0,32 0,63

7

8

0,32 1,25 1,25 2,5

9 2,5 5

Таблица 35 10 11 5 10

10 20

На рабочем чертеже в правом углу должна быть помещена таблица параметров. Таблица параметров должна состоять из трех частей, которые отделены друг от друга сплошными основными линиями: - первая часть − основные данные; - вторая часть − данные для контроля; - третья часть − справочные данные. В первой части таблицы приводятся: а) модуль m; б) число зубьев z; в) нормальный исходный контур (указывается соответствующий стандарт); г) коэффициент смещения X (при отсутствия коэффициента смещения проставляется 0); д) степень точности и вид сопряжения по нормали бокового зазора и номер стандарта. Во второй части таблицы приводят значение всех выбранных контролируемых параметров. 63

В третьей части таблицы приводят: а) делительный диаметр; б) при необходимости прочие справочное данные. 8. ОСНОВЫ СТАНДАРТИЗАЦИИ, СЕРТИФИКАЦИИ, МЕТРОЛОГИИ И ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТИ В МАШИНОСТРОЕНИИ Примерное наименование тем рефератов для направлений 657800, 657900, по учебной дисциплине «Метрология, стандартизация и сертификация»: 1. Цели и задачи стандартизации. Нормативная база стандартизации в РФ. 2. Технические регламенты: цели принятия, содержание и применение. 3. Виды технических регламентов. Порядок разработки, принятия, изменения и отмены технических регламентов. 4. Ряды предпочтительных чисел. Основные, дополнительные и выборочные ряды. 5. Параметрические и размерные ряды машин и приборов. 6. Государственная система стандартизации в РФ. 7. Основные задачи Госстандарта РФ и его служб. 8. Государственный контроль и надзор за соблюдением требований технических регламентов. 9. Категории стандартов. 10. Виды стандартов. 11. Основные положения методики разработки, внедрения и пересмотра стандартов. 12. Основные формы стандартизации. 13. Основные методы стандартизации. 14. Международная стандартизация. Международная организация по стандартизации ИСО.

64

15. Сущность сертификации и основные определения: «сертификация соответствия», «сертификат соответствия», «знак соответствия». 16. Нормативная база сертификации в РФ. Значение сертификации в решении проблемы повышения качества продукции. 17. Основные цели и принципы Системы сертификации ГОСТ Р. Организационная структура Системы сертификации ГОСТ Р. 18. Аккредитация органов по сертификации и испытательных центров. 19. Схемы сертификации. 20. Обязательная и добровольная сертификация. 21. Порядок проведения сертификации продукции. 22. Правила использования знака соответствия в Системе сертификации ГОСТ Р. 23. Показатели уровня качества продукции: обобщенные, единичные, комплексные, интегральные. 24. Методы оценки уровня качества изделий: дифференциальные, комплексные и смешанные. 25. Международная система управления качеством продукции на основе стандартов ИСО серии 9000. 26. Государственная метрологическая служба в РФ. Нормативная база. Государственный метрологический контроль и надзор. 27. Основные понятия о физических величинах. Измерение. Размер. Классификация физических величин и единиц. Международная система единиц (СИ). 28. Виды измерений. 29. Методы измерений. 30. Погрешности измерений. Классификация погрешностей измерения. Законы распределения случайных погрешностей. 31. Обработка результатов многократных измерений. 32. Средства измерений, классификация средств измерений. Метрологические характеристики средств измерений. 33. Информационное обеспечение работ по стандартизации. 65

34. Совершенствование ГСС и перспективы вступления России в ВТО. 35. Стандартизация в зарубежных странах. 36. Стандартизация услуг. 37. Стандартизация и экология. 38. Стандартизация в практике маркетинга. 39. Определение приоритетов международной стандартизации. Региональная стандартизация. 40. Применение международных стандартов в РФ. 41. Порядок обследования работ по стандартизации на предприятиях. 42. Нормоконтроль технической документации. 43. Проверка и обновление стандартов. 44. Патентоспособность и патентная чистота стандартов. 45. Основные цели и задачи создания межотраслевых систем документации. 46. Структура ЕСКД, характеристика групп стандартов. 47. Основные положения ЕСКД. 48. Единая система технологической подготовки производства. 49. Структура и основные положения единой системы технологической документации. 50. Унификация в машиностроении. 51. Планирование работ по стандартизации на предприятиях. 52. Стандартизация промышленной продукции. 53. Стандартизация технических условий. 54. Система стандартизации в машиностроении. 55. Оптимизация требований стандартов.

Примерное наименование тем рефератов для направления 653800 по учебной дисциплине «Взаимозаменяемость»: 1. Взаимозаменяемость. машиностроении. 66

Точность

и

надежность

в

2. Обеспечение взаимозаменяемости. Алгоритмическая модель модульного формирования взаимозаменяемости при конструировании. 3. Особенности математических моделей обеспечения взаимозаменяемости. 4. Обеспечение взаимозаменяемости на производстве. 5. Стандартизация точности гладких цилиндрических соединений. Алгоритм выбора посадки с зазором. 6. Стандартизация точности гладких цилиндрических соединений. Алгоритм выбора посадки с натягом. 7. Стандартизация точности гладких цилиндрических соединений. Алгоритм выбора переходных посадок. 8. Модель стандартизации основных норм взаимозаменяемости. 9. Стандартизация точности конических соединений и углов. 10. Стандартизация точности зубчатых и червячных передач. 11. Нормирование точности соединений листовых конструкций. 12. Функциональные предпосылки нормирования точности зубчатых передач. Виды нормирования точности цилиндрических зубчатых колес и передач. 13. Моделирование отклонений формы поверхности от номинальной. Алгоритм построения вписанной и описанной окружностей. 14. Моделирование размерных цепей. Основные положения, термины и определения. 15. Решение размерных цепей способом экономической оптимальной точности. 16. Построение математической модели функционирования. 17. Виды математических моделей функционирования. 18. Базовая математическая модель оптимизации параметров деталей машин. 19. Оптимизация параметров и точности гладких цилиндрических соединений по видам посадок. 20. Оптимизация конического соединения с натягом. 21. Оптимизация параметров и точности резьбовых соединений. 22. Оптимизация параметров и точности зубчатых передач. 67

23. Оптимизация параметров и точности упругих элементов. 24. Оптимизация параметров и точности штифтовых и шпоночных соединений. 24. Оптимизация параметров и точности механизмов.

68

Список литературы 1. Никифоров А.Д. Взаимозаменяемость, стандартизация и технические измерения: Учебное пособие для машиностроительных специальностей вузов. – М.: Высшая школа, 2000. – 510 с. 2. Сергеев А.Г. Метрология, стандартизация, сертификация: Учебное пособие для вузов. – М.: Издательская корпорация «Логос», 2001. – 536 с. 3. Козловский Н.С., Ключников В.М. Сборник примеров и задач по курсу «Основы стандартизации, допуски, посадки и технические измерения». – М.: Машиностроение, 1983. – 304 с. 4. Допуски и посадки: справочник / Под ред. В.Д. Мягкова. Ч.1 и Ч.2. − Л.: Машиностроение, 1982. – 986 с. 5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя / Под ред. И. Н. Жестовой. – 8-е изд., перераб. и доп. – В 3-х т. – М.: Машиностроение, 2001. 6. Решетов Д.Н. Детали машин. 4-е. изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 1989. - 496 с. 7. ГОСТ 24853-81. Калибры гладкие для размеров до 500 мм (Допуски). 8. РД 50-635-87. Цепи размерные. Основные положения. Термины, обозначения и определения.

69

Приложение 1

УЗЕЛ 1 Вращение от вала 3 передается на шлицевой вал 4. По шлицам вала 4 перемещается зубчатое колесо 10, входя в зацепление с зубчатым венцом 11 и сообщая вращение корпусу 12. Корпус 2 неподвижен. 1–3 Вариант

D, мм

l, мм

30 35 40 45 50

30 30 35 40 40

1 2 3 4 5

Вариант 1-2 1 2 3 4 5

40 45 55 60 65

Вариант 1 2 3 4 5

70

n, об/мин 600 750 950 1200 1500

3-4

7-12

45 55 60 70 80

72 85 95 105 120

А0 1,0…1,2 0,8...1,2 1,0...1,6 1,0...1,5 1,0...1,4

А1 15 17 18 20 21

10

Fr, Н

масло

m

z

800 1000 1200 1600 2000

Индустриальное 12 Турбинное 22 Индустриальное 20 Турбинное 30 Индустриальное 30

2,0 2,5 3,0 2,75 3,5

45 44 40 50 40

13 подшипник 11-12 3-5 по ГОСТ 8338-75 120 6-305 М8 130 6-306 M8 150 6-307 M10 170 6-308 М10 180 6-309 M12 Звенья размерных цепей А2 А3 Б0 17 33 0,4…0,6 19 37 0,2…0,5 21 40 0,3...0,5 23 44 0,3...0,5 25 47 0,3…0,5

4-10 6 х 18 х 22 х 5 6 х 21 х 25 х 5 6 х 28 х 32 х 7 8 х 32 х 38 х 6 8 х 36 х 42 х 7

Б1 10 12 14 16 18

Б2 10,5 12,5 14,5 16,5 18,5

Продолжение прил. 1

Узел 1

71

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 2 Крутящий момент с валов 6 и 7 передается на шестерню 12 и звездочку 11. Соединение выполнено неподвижно.

Вариант 1 2 3

D, мм 28 38 48

4

60

5

58

Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

72

3-7 материал l, мм 3 7 15 сталь 45 сталь 45 17 сталь 40 сталь 40 22 сталь 20 сталь 20 сталь 24 сталь 40Х 40Х 12 сталь 30 сталь 30

14 по ГОСТ 8328-75 6 - 2205 6 - 2207 6 - 2209 6 - 2211 6 - 2210

А0 1-0,5 0,5..1,0 0,5..1,0 1,0..0,5 1+0,5

А1 80 96 112 105 100

15 по ГОСТ 833875 6 - 205 6 - 207 6 - 209 6 - 211 6 - 210

А2 15 17 19 21 20

12 f

Мкр, Нм

m

z

0,20 0,14 0,15

40 56 80

1,5 2,0 2,5

30 35 30

0,085

112

3,0

40

0,14

160

3,5

30

3-5

6-12

9-10

7-16

24 34 44 52 48

20 30 40 50 45

15 20 20 25 25

М8 M10 М12 М14 M12

Звенья размерных цепей А3 А4 Б0 Б1=Б7 Б2=Б6 41 25 2-0,5 45 15 +0,5 50 30 2 55 17 60 35 2-0,5 65 19 +0,5 65 20 2 70 21 56 25 2-0,5 50 20

Б3=Б5 18,5 20,5 25,5 27,5 16,0

Б4 25 37 43 45 30

Продолжение прил. 1

Узел 2

73

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 3 Блок шестерен 1-2 вращается на оси, закрепленной в корпусе 10. Соединение 1 и 2 выполнено неподвижно. 1-2 Вариант 1

D1, мм 62

2 3 4 5

82

D2, мм 100

90

100

130

30

110 130 72

130 150 92

150 170 110

40 50 30

D, мм

Вариант

4-10

1-2

1 2 3 4 5

20 35 45 50 25

82 110 130 150 92

Вариант

74

1 2

А0 1..0,5 0,5..1

А1 17 23

А2 20 22

3 4

1,0..1,5 0..0,5

27 31

24 26

5

1,0..1,5

19

18

l1, мм 20

2 материал

Мкр, m Нм 1 2 сталь 20Х сталь 20X 0,15 100 3 0,08 140 3,0 сталь 40 сталь 40 5 сталь 40X сталь 40Х 0,20 200 3,5 сталь 45 сталь 45 0,14 280 4,0 сталь 40 сталь 40 0,15 70 3

3 ГОСТ8338-75 0-305 0-308 0-310 0-312 0-306

z

f

50 55 55 50 60

4-9

2-8

М16х1,5 М30х1,5 М40х1,5 М48х1,5 М24х1,5

М3х1,5 М12x1,5 M14х1,5 М16х1,5 M12х1,5

Звенья размерных цепей А3 А4 Б0 Б1 17 53 1,5..2 6 23 67 3,0..3, 10 5 27 77 2,5..3 12 31 88 1,5..2, 13 0 19 55 1,0..1, 8 5

Б2 2,0 2,5

Б3 30 35

Б4 40 51

3 3

40 45

58 63

2,0

25

36

Продолжение прил. 1

Узел 3

75

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 4 Шестерня 3 находится в зацеплении с шестерней 5, вращающейся на оси 7, которая закреплена в корпус 1. Шестерня 5 крепится на оси с помощью болта 8 и гайки 9. 6-7 Вариант

D, мм l, мм

1 2 3 4 5

25 35 45 50 55

Вариант

3-4

1 2 3 4 5

17 30 35 55 45

Вариант 1 2 3 4 5

76

30 35 40 45 50

n, об/мин 400 550 790 1100 1500

2 по ГОСТ8338-76 6-203 6-206 6-207 6-211 6-209

А0 0,5..1 0,3..0,8 0,3..0,8 0,5..1,0 1,0..1,5

А1 60 84,5 102,5 132 117

5

Fr, Н

масло

m

z

1200 1300 1500 1680 1890

Турбинное 46 Индустриальное 30 Турбинное 30 Индустриальное 45 Турбинное 22

1,75 2,0 2,5 2,75 3,0

43 47 48 54 60

5-6

1-7

8-9

4-10

32 45 55 70 65

28 40 50 63 55

М10 М16 М20х1,5 М24х1,5 М24x1,5

6 х 16 х 20 х 4 6 х 25 х 32 х 6 8 х 32 х 36 х 6 10 х 46 х 56 х 7 8 х 46 х 50 х 10

Звенья размерных цепей А2 А3 А4 А5 Б0 16 5 35 3 0,2..0,4 25 5 50 4 0,2..0,4 30 7 60 5 0,3..0,5 38 12 75 6 0,8..1,1 35 10 65 6 0,8..1,1

Б1=Б2 30 40 45 65 75

Б3 61,5 81,5 92 133 153

Б4 1,2 1,2 1,0 2,0 2,0

Продолжение прил. 1

Узел 4

77

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 5 Вращение от червячного колеса 9 через шпонку передается валу 11 и шестеренке 14. Далее вращение от шестеренки 13 передается через шлицы на вал 12

Вариант 1-2 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

78

72 82 110 62 95

А0 1..2 1..1,5 2..3 1..2 1..1,5

3, 16 11по 5-12 7-8 9-11 ГОСТ 14 8338-75 40 90 50 0-205 40 40 100 60 6-207 45 60 60 30 0-211 25 30 60 30 6-205 30 50 80 40 0-208 35

А1 4 4 5 4 5

А2 5 5 5 5 5

А3 200 200 200 200 200

14 f

0,18

С418-36

1 2 3 4 5

БрАЖ9-4Л

Вариант

9 - 10 L, материал D1, мм D, мм D2, мм мм 10 9 50 80 95 65 60 90 115 80 30 50 75 45 30 40 65 30 40 70 95 55

Мкр, m Нм 120 2,5 151 2,75 75 3,0 60 2,5 95 3,0

z 32 32 18 18 23

17-18

12-13

6-11

90 95 60 50 80

8х32х36х6 8x36х40х7 8x56х62х10 8х28х32х7 8х42х46х8

М42х1,5 М48х1,5 М24х1,5 М24х1,5 М32х1,5

Звенья размерной цепи А4 А5 А6 А7 А8 5 5 16 5 30 5 5 17 4 30 5 7 21 4 25 5 7 15 4 30 5 7 19 5 20

А9 40 40 40 40 40

А10 60 60 60 60 60

А11 А12 30 3 25 7 20 5 30 4 30 4

А13 16 17 21 15 19

Продолжение прил. 1

Узел 5

79

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 6 Вращение от блока шестерен 5 передается валу 6 и далее через полумуфту 7 к исполнительному органу. Соединение 5 и 7 выполнено неподвижно.

Вариант D, мм

D2, мм

L, мм

1

20

25

25

2

30

35

30

3

40

50

35

4

50

60

40

5

60

70

50

Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

80

6-7 материал

3 0-204 0-206 0-208 0-210 0-212

В0 1,0..1,5 1,0..1,5 2,0..2,5 1,5..2,0 1,0..1,5

f

6

7

сталь 45 сталь 40 сталь 30 сталь 40 сталь 45

сталь 20Х

В2 5 10 10 10 10

Мкр, Нм

а

б

m

z

m

z

26

0,15

35

1,5

2,0

28

сталь 40 0,14

44

1,75 28 2,25

31

2,0

2,5

36

70

2,25 35 2,75

41

88

2,5

47

сталь 40Х

0,085 55

сталь 45 0,20

8 по ГОСТ8338-75 6-202 6-205 6-207 6-209 5-210

В1 83 97 104 110 120

5

сталь 40Х 9 6-205 6-207 6-210 6-212 6-214

0,14

31

40

3,0

5-6

2-6

20 30 40 50 60

М18х1,5 М27х1,5 М36х2 М40х2 М48х2

Звенья размерных цепей В3 В4 В5 В6 А0 15 5 45 14 1,5..2,0 17 5,0 50 16 1,0..1,5 20 9 50 18 2,0..2,3 22 10 50 20 0,8..1,2 24 5,0 60 22 1,8..2,2

А1 14 18 28 25 30

А2 11 15 17 19 20

А3 А4 10 5 11 7 20 7 15 8 20 8

Продолжение прил. 1

Узел 6

81

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 7 Вращение от зубчатой полумуфты 6 передается ведущему колесу 5, валу 8 и ведущему колесу 12. Соединение 5 и 6 выполнено неподвижно.

Вариант D1, мм 1 70 2 80 3 85 4 90 5 60

D, мм 90 105 120 140 80

Вариант

1-2

1 2 3 4 6

M12 М16 M18 М20 М12

Вариант 1 2 3 4 5

82

D2, мм 120 130 150 170 100

5-6 материал L, мм 5 6 15 сталь 20 сталь 40 20 сталь 20 сталь 45 25 сталь 20 сталь 30 30 сталь 20 сталь 20 20 сталь 20 сталь 40

3 по ГOCT5721-75 0-3516 0-3518 0-3522 0-3520 0-3514

А0 2000±1 2000±1,5 2000±1,0 2000±1,5 2000±1,0

А1 45 55 65 80 60

6 f 0,15 0,085 0,14 0,085 0,15

Мкр, Нм 220 250 275 310 350

m

z

2,5 2,75 3,0 3,25 3,5

48 48 50 52 30

4-8

5-8

8-10

8-12

80 90 115 100 70

70 80 95 90 60

80 90 115 100 70

70 80 95 90 60

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 А5 40 33 1764 33 45 40 1700 40 20 53 1700 53 48 45 1650 46 50 31 1700 31

А6 40 65 44 50 50

А7 45 55 65 80 78

Продолжение прил. 1

Узел 7

83

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 8 При отключенной полумуфте 7 шестерня 8 свободно вращается на валу 2. При включении полумуфты 7 вращение от шестерни 8 передается шлицевому валу 2 и шестерне 6. 29 Вариант 1 2 3 4 5

D, мм 10 45 50 35 55

l, мм

n, об/мин

Р,н

масло

m

z

25 35 35 25 20

1100 560 800 400 1900

700 990 1400 500 1900

Индустриальное 20 Турбинное 30 Индустриальное 50 Турбинное 30 Турбинное 57

3,0 3,25 3,5 3,75 4,0

32 38 20 25 22

5, 11 Вариант по ГОСТ833875 1 6-206 2 0-207 3 6-208 4 0-205 5 6-209

Вариант 1 2 3 4 5

84

8

А0 1,5..2,0 1,0..1,5 0,5..1,0 1,0..1,5 1,5..2,0

А1 16 17 15 15 19

1-3

3-4

2-9

2-10

2-15

2-6

62 72 80 52 85

75 85 95 65 100

32 37 42 27 47

30 35 40 25 45

М24х1,5 М30х2,0 М36х1,5 М20х1,5 М40х2,0

8х32х38х6 8х35х42х7 8х42х45х8 6х28х34х7 8х45х54х9

А2 30 40 40 30 25

Звенья размерной цепи А3 А4 А5 А6 А7 30 95 16 6 6 40 80 17 6 6 40 85 18 6 6 10 50 15 6 6 25 100 19 6 6

А8 185 194 197 120 189

А9 6 6 6 6 6

А10 3 5 4 5 5

Продолжение прил. 1

Узел 8

85

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 9 Вращение от вала 3 посредством зубчатого зацепления передается на вал 10 и далее к исполнительному органу. Сопряжение 3 и 5 выполнено неподвижно.

Вариант D2, D, мм l, мм мм 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5 Вариант 1 2 3 4 5

86

70 80 75 100 100

55 60 65 75 80

60 65 70 75 80

2, 7 по ГОСТ831-75 6-46210 6-46212 6-46212 6-46214 6-46215

3-5 Материал

5 f

3 5 сталь 20 сталь 40 сталь 20 сталь 45 сталь 20 сталь 30 сталь 20 сталь 40 сталь 20 сталь 40Х

0,10 0,10 0,14 0,14 0,15

Мкр, Fa, Н m Нм 80 100 120 160 200

650 820 1000 1300 1600

3,0 3,5 4,0 3,5 2,0

z 20 26 40 28 22

1-6

1-8

8-12

10-11

8-9

3-13

120 150 160 270 180

100 120 130 150 160

90 100 110 125 130

50 55 60 70 75

90 100 110 125 130

М2х2 М56х2 М52х2 М58х2 М72х2

Звенья размерной цепи Б0 Б1 0,00..0,2 10 0,5..0,8 9 0,8..1,1 12 1,0..1,2 15 0,7..1,0 15

Б2 89 105 125 136 124

Б3=Б5 20 21 22 24 25

Б4 40 55 70 75 60

Б6 1 1,5 2 3 2

Продолжение прил. 1

Узел 9

87

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 10 От вала 5 через полумуфты 6 и 7 вращение передается на вал 8 и далее через шлицы блоку шестерен. Соединение 5 и 6 выполнено с гарантированным натягом. 12-13 Вариант 1 2 3 4 5

d, мм 26 32 42 46 52

40 50 55 65 70

Вариант

2-17

1 2 3 4 5

62 72 82 95 105

Вариант 1 2 3 4 5

88

D1, мм D2, мм 75 90 90 100 110

18 по ГОСТ 6-7 8338-75 6-304 40 6-305 45 6-306 50 6-307 60 6-308 70

А0 1..1,6 0,5..1,2 0,4..1,2 0,3..1,2 0,2..1

А1 67 75 80 90 105

13

l, мм материал 20 25 30 35 35

8-9 25 32 40 45 50

f

сталь 45 0,14 сталь 30 0,085 сталь 20 0,085 сталь 40 0,15 сталь 45 0,14

9-11 8-10 35 47 50 60 65

25 32 40 45 50

Мкр, Нм 80 110 160 220 320

8-12 6х26х30х6 8х32х36х6 8х42х46х8 8х46х50х9 8х52х58х10

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 8 2 15 10 3 18 14 4 20 16 5 22 18 6 30

А5 45 48 50 55 60

m

z

2,5 3,0 2,25 3,5 2,75

32 34 32 32 43

11-14 2-4 120 125 140 150 160

М4 М6 М6 М8 М8

А6 10 12 15 18 20

А7 2 3 4 5 6

Продолжение прил. 1

Узел 10

89

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 11 Вращение от вала 1 передается через шлицевое соединение на шестеренки 5 и 6. Соединение 5 и 6 выполнено неподвижно.

Вариант 1 2 3 4 5

D, мм 25 32 40 45 50

l, мм 20 25 30 35 40

Вариант 1 2 3 4 5

2-4 35 47 50 60 65

1-3 25 32 40 45 50

Вариант 1 2 3 4 5

90

А0 1,0..1,6 0,5..1,2 0,4..1,2 0,3..1,2 0,2..1,0

А1 67 75 80 90 105

1-2 n, об/мин Fr, Н 750 400 950 500 1200 650 1500 800 1900 1000 5-6 50 55 65 70 80

4-7 120 125 140 150 160

1-9 25 32 40 45 50

5 масло m Индустриальное 50 2,5 Индустриальное 30 3,0 Турбинное 30 3,25 Индустриальное 20 3,5 Индустриальное 45 2,75 7-9 35 47 50 60 65

4-8 М6 М6 М8 М8 М8

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 8 2 15 10 3 18 14 4 20 15 5 22 18 6 30

А5 45 48 50 55 60

z 40 40 45 48 50

1-5 6х25х30х6 8х32х36х6 8х42х46х8 8х46х50х9 8х52х58х10

А6 10 12 15 18 20

А7 2 3 4 5 6

Продолжение прил. 1

Узел 11

91

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 12 Вращение шестерни 4 через фрикционную муфту передается на вал-шестерню 2 и далее на шестерню 12, вал 9 и через шпоночное соединение на шестерню 10.

Вариант 1 2 3 4 5

D, мм 30 35 40 45 50

Вариант

3-4

1 2 3 4 5

40 45 50 55 60

Вариант 1 2 3 4 5

92

Б0 1-0,5 1-0,5 1-0,5 1-0,5 1-0,5

l, мм 30 25 30 35 25

2-3 n, об/мин Fr, Н 500 400 630 500 800 635 1000 800 1200 1000

7 по ГОСТ 8338-75 0-305 0-306 0-307 0-308 0-309

Б1 130 144 154 177 178

2 масло Турбинное 57 Турбинное 46 Турбинное 22 Турбинное 30 Индустриальное 20

m 2,25 2,5 2,75 3,0 3,25

z 18 20 23 23 20

9-10

9-12

9-11

1-2

20 25 30 35 40

30 35 40 45 50

25 30 35 40 45

М27х1,5 М33х2,0 М36х1,5 М42х2,0 М48х1,5

Звенья размерной цепи Б2 Б3 Б4 54 15 17 58 17 19 61 18 21 72 21 23 70 19 25

Б5 25 28 30 35 35

Б6 20 23 25 27 30

Продолжение прил. 1

Узел 12

93

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 13 Вращение от вала 3 через штифт 1 передается на кулачковую полумуфту 2, шестерню 4 и далее к рабочему органу. При выключении муфты вал 3 свободно вращается в шестерни 4. 3-12 Вариант 1 2 3 4 5

D, мм

L, мм

25 30 35 40 45

15 30 25 30 35

n, об/мин 750 940 1190 1150 1900

Вариант

1-2

2-3

4-12

1 2 3 4 5

5 8 10 12 12

25 30 35 40 45

35 40 45 50 55

Вариант 1 2 3 4 5

94

Б0 3-1,5 3-1,5 3-1,5 3-1,5 3-1,5

Б1 17 19 21 23 25

Б2 14 16 18 20 25

4

Fr, Н

масло

m

z

550 700 870 1100 1300

Индустриальное 20 Турбинное 22 Турбинное 57 Индустриальное 50 Турбинное 30

2,0 2,5 3,0 3,5 4,0

50 45 40 35 30

5 по ГОСТ 833875 6-305 6-306 6-307 6-308 6-309

7-6

3-11

7-8

62 72 80 90 100

М22х1,5 М26х1,5 М32х1,5 М36х1,5 М40х1,5

М6 М8 М8 М12 М12

Б6 8 10 10 12 16

Б7 85 96 104 116 133

Звенья размерной цепи Б3 Б4 Б5 6 30 8 8 30 10 10 32 10 12 34 12 12 36 16

Продолжение прил. 1

Узел 13

95

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 14 Крутящий момент от шкива 3 передается фланцу 1 и через шлицы - валу 9. Шестерня 11 свободно вращается на валу 9. 9-10 Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

96

D, мм

l, мм

35 40 60 65 50

35 40 60 65 50

2 по ГОСТ 8338-75 0-206 0-210 0-216 0-217 0-212

А0 7+0,5 7-0,5 7+0,5 7-0,5 7+0,5

n, об/мин 950 840 940 1050 1200 8 по ГОСТ 8338-75 0-204 0-208 0-218 0-213 0-210

А1 6 8 10 13 10

А2 28 33 40 48 37

11

Fr, Н

масло

m

z

600 670 750 840 950

Индустриальное 20 Турбинное 30 Индустриальное 30 Турбинное 46 Турбинное 22

2,0 2,5 2,0 2,5 3,0

20 32 50 44 26

10-11

6-7

7-12

1-9

30 50 70 75 60

47 80 110 120 90

М8 M12 М16 М20 M16

6х11х14х3 6х21х25х5 8х46х50х9 10х42х52х6 8х36х42х7

Звенья размерной цепи А3 Б0 Б1 15 1..0,5 2 18 1..0,5 2 23 1..0,5 2,0 28 1..1,5 2,0 20 1..1,5 2,0

Б2 16 20 26 28 22

Б3 5 8 5 7,0 5,0

Б4 16 20 26 28 22

Б5 40 51 60 66 52

Продолжение прил. 1

Узел 14

97

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 15 Вращение от шестерни 2, через шпонку 17 и втулку 16 передается на вал 11. Гайка 9 предназначена для осевого перемещения шлифовального круга. 5-10 Вариант 1 2 3 4 5

D, мм l, мм 82 95 100 130 140

124 140 150 183 202

n, об/мин 12 12 13 14 15

8 6 Вариант по ГОСТ по ГОСТ 831-75 8338-75 1 5-36207 5-209 2 5-36209 5-212 3 5-36210 5-213 4 5-36213 5-215 5 5-36215 5-217

Вариант 1 2 3 4 5

98

А0 0,5..1,0 0+0,5 0+0,5 1,0+0,5 1,5..2,0

А1 80 90 100 120 140

2

Fr, Н

масло

m

z

400 420 450 475 500

Турбинное 57 Индустриальное 12 Турбинное 46 Индустриальное 45 Турбинное 30

1,75 2,0 2,5 2,75 3,0

48 75 48 60 50

2-16

5-10

5-4

11-14

45 55 65 75 85

82 95 100 130 140

М6 М8 М10 М12 М14

М12 М14 М16 М18 М22

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 19 19 10 20 20 12 23 23 10 25 25 17 28 28 12

11-16 6х28х32х7 8x36х40х7 8х42х48х8 8х52х60х10 8х62х72х12

А5 127 144 156 186 206

Продолжение прил. 1

Узел 15

99

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 16 От шестерни 7, перемещающейся вдоль шлицев вала 8, вращение передается на сменную шестерню 10 и далее к рабочему органу.

Вариант D1, мм 1 18 2 24 3 28 4 34 5 38

D, мм 28 36 40 50 60

D2, мм 64 82 103 130 160

10-11 Материал Мкр, l, мм f Нм 10 11 20 сталь 20 сталь 40 0,20 60 15 сталь 20 сталь 40Х 0,15 85 25 сталь 20 сталь 45 0,14 120 30 сталь 20 сталь 40Х 0,085 168 30 сталь 20 сталь 40 0,15 137

6 Вариант по ГОСТ 8338- 4-5 75 1 6-204 57 2 6-205 64 3 6-206 74 4 6-207 86 5 6-208 96

Вариант 1 2 3 4 5

100

А0 0,3..0,7 0,5..1,0 0,4..0,9 0,2..0,6 0,5..1,0

А1 2 2 2 2 2

8-9

11-8

18 24 28 34 38

18 24 28 34 38

1-8 М12х1,5 М16х1,5 М18х2 М22х1,5 М27х1,5

Звенья размерной цепи А2 А3 66,5 14 73 15 77,5 16 78,5 17 87 18

10 m

z

2,0 2,25 2,5 2,75 3,0

32 36 41 47 54

2-5

7-8

М6 М6 М8 М8 М10

6х21х25х5 6x26х32х6 8х32х38x6 8х36х40х7 8х42х46х8

А4 30 35 35 34 36

А5 20 20 24 25 30

Продолжение прил. 1

Узел 16

101

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 17 Шлицевый вал 8 получает вращение от блока шестерен. Соединение 4 и 5 выполнено неподвижно.

Вариант D1, мм 1 42 2 48 8 54 4 60 5 65

Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

102

D, мм 50 60 70 80 90

D2, мм 70 80 90 100 110

L, мм 40 45 50 50 40

6 по ГОСТ 2893-73 ГОСТ 8338-75 0-50305 0-50306 0-50307 0-50308 0-50309

А0 0,5..1,0 0,5..1,0 0,5..1,0 0,5..1,0 0,5..1,0

А1 1,0 1,0 1,0 1,0 1,0

4-5 Материал f 4 5 сталь 40Х сталь 40Х 0,085 сталь 30 сталь 30 0,14 сталь 20 сталь 20 0,15 сталь 45 сталь 45 0,20 сталь 35 сталь 35 0,20

4 Мкр, Нм 62 87 123 174 245

m

z

2,5 3,0 3,5 4,0 5,5

39 37 36 35 34

2-4

7-8

1-9

4-8

50 60 70 80 90

25 30 35 40 45

М6 М8 М10 М10x1,25 М12х1,25

8х36х42х7 8х42х48х8 8х46х54х9 8х52х60х10 8х56х65х10

Звенья размерной цепи А2 А3 17 49,5 19 55,5 21 61,5 23 67,5 25 73,5

А4 14 16 18 20 22

А5 17 19 21 23 25

Продолжение прил. 1

Узел 17

103

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 18 От шкива 1 через эвольвентные шлицы вращение передается на муфту 4 и шестерню 7. Соединение 4 и 7 выполнено неподвижно. 4-7 Вариант D1, мм 1 35 2 45 3 28 4 38 5 48

D, мм 45 55 35 47 60

Вариант

3 5, 8 11-13 11-12 по ГОСТ по ГОСТ 8338-75 6874-75 6-310 0-8105 25 30 6-312 0-8107 35 40 6-309 0-8104 20 25 6-311 0-8106 30 35 6-313 0-8108 40 45

1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

104

1-2 45 35 40 50 60

А0 1+0,5 1,5..2,0 2±0,2 1,5..2,0 1±0,8

D2, мм 40 50 63 80 100

А1 47 52 58 88 90

l, мм 20 20 25 25 30

А2 19 21 25 29 33

7

материал Мкр, f m Нм 4 7 сталь 30 сталь 40 0,085 30 1,5 сталь 20 сталь 40Х 0,15 38 1,75 сталь 30 сталь 45 0,14 47 2,0 сталь 20 сталь 40 0,085 60 2,25 сталь 30 сталь 45 0,085 75 2,5

z 40 45 31 35 40

2-13

4-6

2-18

35 45 32 40 50

35 45 28 38 48

М8 М10 М12 М12 М14

Звенья размерных цепей А3 А4 Б0 Б1 Б2=Б4 10 19 0,5..1,5 92 19 12 21 0,5..1,0 105 21 20 25 0,2..1 134 25 32 29 0,5..1,5 170 29 -0,5 25 33 2 126 33

Б3 10 12 20 32 25

Б5 45 52 65 81 70

Продолжение прил. 1

Узел 18

105

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 19 Вращение от звездочки 2 через шпонку 3 передается на вал 4 и шестерню 11. Соединение 4 и 11 выполнено неподвижно.

Вариант

D, мм 30 45 55 65 25

1 2 3 4 5

D2, мм 70 88 110 140 170

l, мм 30 40 45 50 55

Вариант

2-4

4-11

1 2 3 4 5

25 40 50 60 20

30 45 56 65 25

Вариант 1 2 3 4 5

106

А0 2-0,5 3-0,5 4+0,5 5-0,5 2+0,5

А1 17 23 27 31 15

4-11 Материал 4 11 сталь 45 сталь 40Х сталь 45 сталь 20Х сталь 45 сталь 45 сталь 45 сталь 40Х сталь 45 сталь 20Х

11 Мкр, Нм 0,085 108 0,14 136 0,15 170 0,20 216 0,085 100 f

8 по ГОСТ 8338-75 6-305 6-308 6-310 6-313 6-304 А2 50 54 60 65 40

А3 17 23 27 31 15

А4 18 20 30 35 15

А5 10 12 14 16 10

m

z

2,5 3,0 3,5 4,0 4,5

28 58 31 35 38

1-4

7-9

М22х1,5 М32х1,5 М48х1,5 М56х1,5 М18х1,5

М6 М8 М10 М12 М6

А6 2 2 2 2 2

А7 88 103 124 139 71

Продолжение прил. 1

Узел 19

107

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 20 Крутящий момент с вала 5 передается шестерне 7 и далее через шпонку − валу 1. Соединение 1 и 2 выполнено подвижно.

Вариант 1 2 3 4 5

D, мм 35 40 45 50 30

Вариант 2-9 1 2 3 4 5

108

42 48 55 60 40

1-2 L, мм n, об/мин Fr, Н 20 300 100 25 380 120 30 470 150 35 600 200 20 750 250

1-7

9-10

40 46 50 58 40

130 160 190 210 120

4 по ГОСТ 833875 0-409 0-412 0-414 0-410 0-407

7 масло Индустриальное 45 Турбинное 46 Турбинное 30 Турбинное 22 Индустриальное 30

m 2,0 2,0 3,0 2,25 2,5

z 80 86 95 106 100

Звенья размерной цепи 8-9 М12 М16 М24 М30 М20

А0

А1

А2 А3

А4

2+0,5 2+0,5 1+0,5 2-0,5 1-0,5

4 4 5 5 5

60 70 81 92 51

50 60 70 80 40

4 4 5 5 5

Продолжение прил. 1

Узел 20

109

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 21 Вращение от электродвигателя передается на вал 4. С вала 4 посредством конической зубчатой пары крутящий момент передается на шпиндель 7, на котором закреплен шлифовальный круг.

Вариант 1 2 3 4 5

D1, мм 40 46 50 58 32

Вариант 1 2 3 4 5

Вариант 1 2 3 4 5

110

D, мм 60 65 70 75 55

D2, мм 85 95 100 105 75

2, 5 по ГОСТ 831-75 0-46211 0-46212 0-46213 0-46214 0-46210

Б0 397±0,6 416±0,8 463±1 506±1,2 440±0,8

Б1 180 190 210 230 200

3-4 L, материал мм 3 4 20 сталь 20 сталь 40 25 сталь 20 сталь 40Х 25 сталь 20 сталь 20Х 25 сталь 20 сталь 45 20 сталь 20 сталь 30 12 по ГОСТ 333-71 0-2007106 0-2007107 0-2007108 0-2007111 0-2007109

Б2 95 105 120 140 110

3 Мкр, Нм 0,084 18 0,14 22 0,15 28 0,20 36 0,085 140 f

m

z

1,5 2,0 2,5 3,0 2,0

56 47 40 37 37

1-10

7-8

7-9

7-8

65 72 78 100 85

22 26 40 45 30

М20х1,5 М24х1,5 М36х1,5 М42х1,5 М27х1,5

6х23х28х6 6х28х34х7 8х42х46х8 8х46х56х9 8х32х38х6

Б8 40 45 50 50 45

Б9 15 15 15 15 15

Звенья размерной цепи Б3 Б4 Б5=Б7 Б6 78 80 17 35 80 90 18 35 85 95 19 40 85 100 23 40 80 90 20 40

Продолжение прил. 1

Узел 21

111

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 22 Шестерня 3 находится в постоянном зацеплении с шестерней главного вала. Промежуточный вал 2 служит для передачи крутящего момента в коробке передач. 7-13 Вариант 1 2 3 4 5

D, мм l, мм 20 25 30 35 40

40 45 50 55 60

n, об/мин 500 800 1000 1400 1900

Вариант

2-8

13-6

1 2 3 4 5

32 38 42 48 54

30 35 40 45 50

Вариант 1 2 3 4 5

112

А0 3,0-1,5 3,0-1,5 3,0-1,5 3,0-1,5 3,0-1,5

А1 8 10 10 12 12

А2 17 19 21 23 25

5

Fr, Н

масло

m

z

100 130 160 200 250

Турбинное 30 Индустриальное 30 Турбинное 57 Индустриальное 45 Турбинное 22

2,0 2,25 2,5 3,0 3,5

40 42 44 40 44

11 по ГОСТ 833875 6-305 6-306 6-307 6-308 6-309

2-3

1-9

2-10

6х26х32х6 8х32х38х6 8х36х42х7 8х42х48х8 8х46х54х9

М16 М20 М24 М30 М36

М20х1,5 М24х1,5 М30х1,5 М36х1,5 М40х1,5

Звенья размерных цепей А3 А4 А5 А6 2,0 45 45 20 2,0 50 50 25 2,0 60 60 30 2,0 70 70 40 2,0 70 80 40

А7 20 25 30 40 50

А8 160 184 216 260 282

Продолжение прил. 1

Узел 22

113

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 23 Вращение от электродвигателя передается на вал 11 и через червячную пару на вал 5 и муфту 4.

Вариант 1 2 3 4 5

D1, мм 80 100 130 200 160

Вариант

4-5

1 2 3 4 5

15 20 32 52 60

Вариант 1 2 3 4 5

114

1-2 материал l, мм 1 2 20 БрАМц9-2Л СЧ12-28 30 БрАМц10-2 СЧ15-32 30 БрЖ9-4Л СЧ12-28 40 БрАЖМц10-3-1,5 СЧ15-32 40 БрАЖН 10-4-4Л СЧ18-36

6 подшипник по ГОСТ 8338-75 0-203 0-205 0-207 0-211 0-213

А0 2±0,5 1,5..2,5 3±0,5 2,5..3,5 2,5±0,5

А1 5 6 8 10 12

2-5

10-8

20 30 40 60 70

35 47 62 90 80

f

Р0, Н

Мкр, Нм

0,18 0,18 0,18 0,21 0,23

200 280 390 560 800

100 126 160 200 250

13 подшипник по 9-11 ГОСТ 8338-75 6-202 18 6-204 25 6-206 35 6-210 55 6-208 45

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 А5 10 0,5 72 0,5 12 0,5 85 0,5 15 1,0 100 1,0 20 1,0 125 1,0 15 1,5 140 1,5

А6 12 15 17 21 23

А7 3 5 8 12 10,5

3-8 М6 М6 М8 М10 М8

А8 55 62 73 87 109

Продолжение прил. 1

Узел 23

115

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 24 Вращение с шестерни 6 передается на вал 3 и шестерню 12, которая неподвижно соединена со втулкой 11. Вариант D1, мм 22 1 32 2 40 3 50 4 60 5

D, мм 32 44 55 65 75

Вариант

2-1-5

1 2 3 4 5

52 72 85 100 120

Вариант 1 2 3 4 5

116

11-12 D2, материал l, мм мм 11 12 25 сталь 40 сталь 20 63 30 сталь 45 сталь 20 78 35 сталь 40Х сталь 20 98 120 40 сталь 45 сталь 20 148 45 сталь 40 сталь 30 4, 7 по ГОСТ 833875 0-205 0-207 0-209 0-211 0-213

А1=А4 А0 0,1..0,5 15 0,3..0,6 17 1,0..1,5 19 0,4..0,8 21 0,9..1,4 23

А2 30 45 50 60 40

12 f 0,085 0,14 0,15 0,14 0,085

Мкр, m Нм 3,0 90 120 3,25 180 3,5 250 3,75 350 4,0

z 21 24 27 32 37

6-3

9-3

3-11

3-10

30 40 50 60 70

24 34 44 54 64

22 32 40 50 60

М16 М18 М20х1,5 М24х1,5 М24

Звенья размерных цепей А3 А5=А7 А6 Б0 10 10 90,5 1,0..1,5 12 15 121,5 1,0..1,6 14 10 123 0,2..0,6 16 25 168,5 0,8..1,1 10 12 121 0,4..0,8

Б1 50 60 65 82 40

Б2 15 20 15 35 17

Б3 15 17 19 21 23

Б4 19 95,5 98,5 137 79,5

Продолжение прил. 1

Узел 24

117

Продолжение прил. 1

УЗЕЛ 25 Крутящий момент с зубчатого колеса 4 через коническую муфту передаётся на вал 2. При включении с вала 2 передаётся на шестерни 11 и 8. 2-10 Вариант 1 2 3 4 5

D, мм

l, мм

20 25 30 35 40

30 35 40 45 45

n, об/мин 400 560 800 1100 1580

4 Fr, Н 100 130 160 200 250

Вариант

1-3

2-5

2-9

9-11

1 2 3 4 5

100 110 120 130 140

25 30 35 40 45

15 20 25 30 35

24 28 32 36 45

Вариант 1 2 3 4 5

118

А0 0...0,5 0...0,6 0...0,7 0...0,5 0...0,5

А1 24 30 40 45 30

масло

m

Турбинное 57 2,5 Индустриальное 12 2,75 Турбинное 22 3,0 Индустриальное 30 3,25 Турбинное 30 3,5 12 14 по ГОСТ 8338-75 0-205 0-204 0-207 0-205 0-208 0-206 0-209 0-207 0-210 0-208

Звенья размерной цепи А2 А3 А4 16 14 2 19 15 2 20 16 2 16 17 2 20 18 2

z 36 36 37 37 38

2-7 6x16x20x4 6x23x26x6 6x28x32x7 8x32x36x6 8x36x40x7

А5 58 68 80 82 72

Окончание прил. 1

Узел 25

119

Приложение 2

Исходные данные к задаче по групповой взаимозаменяемости (селективной сборке) № узла 1

2

3

4

5

Исходные № Исходные № данные узла данные узла 6 11 H9 H8 ∅20 ∅36 d9 f9 TSэкс = 30 мкм TSэкс = 25 мкм 7 12 H8 H 10 ∅56 ∅12 e8 d10 TSэкс = 25 мкм TSэкс = 36 мкм 13 8 H8 H8 ∅82 ∅28 f9 d8 TSэкс = 18 мкм TSэкс = 35 мкм 9 14 H9 H7 ∅54 ∅50 d9 e8 TSэкс = 40 мкм TSэкс = 16 мкм 10 15 H9 H7 ∅18 ∅40 e9 f7 TSэкс = 34 мкм TSэкс = 9 мкм

Исходные данные H7 ∅36 e7 TSэкс = 14 мкм H7 ∅28 g6 TSэкс = 9 мкм F8 ∅120 h6 TSэкс = 20 мкм H8 ∅140 d9 TSэкс = 42 мкм H8 ∅200 e8 TSэкс = 40 мкм

№ узла 16

17

18

19

20

Исходные № Исходные данные узла данные 21 H8 H8 ∅160 ∅180 f9 d8 TSэкс = 34 мкм TSэкс = 42 мкм 22 H9 H7 ∅100 ∅82 d9 e8 TSэкс = 46 мкм TSэкс = 24 мкм 23 H7 H9 ∅60 ∅172 f7 e9 TSэкс = 50 мкм TSэкс = 15 мкм 24 H9 H7 ∅60 ∅90 f9 e7 TSэкс = 18 мкм TSэкс = 40 мкм 25 H 10 H7 ∅120 ∅36 d10 g6 TSэкс = 50 мкм TSэкс = 15 мкм

Составители: ЯНБУХТИН Ришат Мансурович КИШУРОВ Владимир Михайлович САФИН Эдуард Вилардович КУБЫШКО Лариса Николаевна ПАНОВА Галина Александровна

МЕТРОЛОГИЯ, СТАНДАРТИЗАЦИЯ И СЕРТИФИКАЦИЯ. ВЗАИМОЗАМЕНЯЕМОСТЬ (пособие к выполнению курсовой работы)

Учебное издание

Редактор Соколова О.А. Подписано в печать 21.07.2004. Формат 60х84 1/16. Бумага офсетная. Печать плоская. Гарнитура «Таймс». Усл. печ. л. 7,5. Усл. кр.-отт. 7,5. Уч.-изд. л. 7,4. Тираж 250 экз. Заказ № Уфимский государственный авиационный технический университет Редакционно-издательский комплекс УГАТУ 450000, Уфа-центр, ул. К.Маркса, 12 122