| МАЕ РФ Сіверський державний технологічний інститут Кафедра ТМ і Г Взаємозамінність, СТАНДАРТИЗАЦІЯ І ТЕХНІЧНІ ВИМІРЮВАННЯ ВСТІ.800.11.01 РР Викладач _________________ «______» _____________ Студента гр.________________.«______» _____________. |
Введення
1 Мета роботи
2 Дані для розрахунку
3 Розрахунок калібрів
4 Розрахунок різьбового з'єднання5 Посадки підшипників кочення
6 Розрахунок розмірних ланцюгів
Література
Введення
При сучасному розвитку науки і техніки, при організованому масової виробництві стандартизація, заснована на широкому впровадженні принципів взаємозамінності, є одним з найбільш ефективних засобів, що сприяють прогресу у всіх галузях господарської діяльності та підвищенню якості продукції, що випускається.
Ця курсова робота виконана з метою закріплення теоретичних положень курсу, що викладаються в лекціях і навчання самостійній роботі з довідковою літературою.
1 Мета роботи
1.1 Для зазначеного у завданні сполучення розрахувати і підібрати стандартну посадку з натягом або зазором
1.2 Для вузла підшипника кочення, який має постійну за напрямом навантаження, розрахувати посадку для циркуляционно - навантаженого кільця і підібрати посадку для місцево навантаженого кільця.
1.3 Викреслити схеми розташування полів допусків на кільця підшипників, валу і корпусу. Для даного різьбового з'єднання визначити всі номінальні значення параметрів різьби, допуски і відхилення.
1.4 Розрахувати задані параметри ланцюга.
2 Розрахунок посадки з натягом
Розрахунок посадок з натягом виконується з метою забезпечити міцність з'єднання, тобто відсутність зсувів сполучених деталей під дією зовнішніх навантажень, і міцність деталей, що сполучаються.
Вихідні дані для розрахунку беруться із завдання і зводяться в таблицю 1.
Таблиця 1 - Вихідні дані для розрахунку посадок з натягом
| Найменування величини | Позначення у формулах | Чисельна величина | Одиниця виміру |
| Крутний момент | T | 256 | Н × м |
| Осьова сила | F a | 0 | Н |
| Номінальний розмір сполуки Нія | d н.с | 50 | мм |
| Внутрішній діаметр валу | D 1 | 40 | мм |
| Зовнішній діаметр втулки | D 2 | 72 | мм |
| Довжина сполучення | l | 40 | мм |
| Коефіцієнт тертя | f | 0,08 | |
| Модуль пружності матеріалу втулки | E 1 | 0,9 × 10 листопад | Н / м 2 |
| Модуль пружності матеріалу вала | E 2 | 2 × 11 жовтня | Н / м 2 |
| Коефіцієнт Пуассона мате- Ріалу втулки | m 1 | 0,33 | |
| Коефіцієнт Пуассона мате- Ріалу валу | m 2 | 0,3 | |
| Межа текучості матеріалу втулки | s T 1 | 20 × 7 жовтня | Н / м 2 |
| Межа текучості матеріалу вала | s T 2 | 800 × 10 липня | Н / м 2 |
| Шорсткість втулки | R zD | 2,5 | мкм |
| Шорсткість валу | R zd | 1,3 | мкм |
Тільки при дії Т
тільки при дії F а
При одночасній дії F a і Т:
За отриманими значеннями Р визначається необхідна величина найменшого розрахункового натягу
де Е 1, Е 2 - модуль пружності матеріалів охоплюваній (валу) і охоплює (отвори) деталей відповідно, в Н / м 2;
з 1, з 2 - коефіцієнти Ляме, що визначаються за формулами
Визначається величина мінімального допустимого натягу / 1, с.335 /
де g ш - Поправка, яка враховує зминання нерівностей контактних поверхонь деталей при утворенні сполуки,
g t - поправка, яка враховує відмінність робочої температури деталей t 0 і t d та температури збірки t сб, відмінність коефіцієнтів лінійного розширення матеріалів деталей, що з'єднуються (a D і a d),
Тут D t D = t D - 20 ° - різниця між робочою температурою деталі з отвором і нормальною температурою;
D t d = t d - 20 ° - різниця між температурою валу і нормальною температурою;
a D, a d - коефіцієнти лінійного розширення матеріалів деталей з отвором і валу.
g ц - поправка, що враховує ослаблення натягу під дією відцентрових сил; для суцільного валу і однакових матеріалів деталей, що з'єднуються
де u - окружна швидкість на зовнішній поверхні втулки, м / с;
r - щільність матеріалу, г / см 3.
g п - добавка, що компенсує зменшення натягу при повторних запресовування; визначається досвідченим шляхом.
Визначаємо максимальне допустиме питомий тиск
В якості
де
Визначається величина найбільшого розрахункового натягу
Визначається величина максимального допустимого натягу з урахуванням поправок
де g уд - коефіцієнт збільшення питомої тиску у торців охоплює деталі;
g t - поправка, яка враховує робочу температуру, яку слід враховувати якщо натяг збільшиться.
Вибирається посадка з таблиць системи допусків і посадок / 1, с.153 /.
Умови підбору посадки наступні:
- Максимальний натяг
- Мінімальний натяг
Розраховується необхідне зусилля при запресовуванні деталей, що збираються,
де f n - коефіцієнт тертя при запресовуванні, f n = (1,15 ... 1,2) f;
P max - максимальне питомий тиск при максимальному натяг
За отриманими даними (Додаток Б) креслимо схему розташування полів допусків "отвори" і "валу".
Схема до розрахунку посадки з натягом показана на малюнку 1.
Малюнок 1 - Схема до розрахунку посадки з натягом
Розрахунок посадок з натягом виконаний на ЕОМ і результат розрахунку наведено в (додатку Б).
Вибираємо посадку за таблицями системи допусків і посадок. Умови підбору наступні:
а) максимальний натяг N max в підібраною посадці повинен бути не
більше [N max]:
б) мінімальний натяг N min в підібраною посадці повинен бути більше [N min]:
Так як умова мінімуму виконується, то вибираємо дану посадку.
Графічне розташування полів допусків посадки d50 H8/g8 показано на малюнку 2.
Рисунок 2 - Схема розташування полів допусків «отвір»
і «вал» до розрахунку посадки з натягом
3Расчет калібрів
3.1 Розрахунок виконавчих розмірів гладких калібрів (скоб)
Калібр (скоба) призначена для контролю валу Æ50 h 8.
За СТ РЕВ 144-75 визначаємо верхнє і нижнє відхилення вала Æ50 h 8:
- Верхнє відхилення вала es = 0 мкм;
- Нижнє відхилення вала ei = - 22 мкм.
Визначаємо граничні розміри валу:
- Найбільший d max = d H + Es = 50 + 0 = 50 мм;
- Найменший d min = d H + Ei = 50 - 0,022 = 49,978 мм.
По таблиці 2 СТ РЕВ 157-75 виписуємо допуски:
- Відхилення середини поля допуску на виготовлення валу щодо найбільшого граничного розміру вироби z 1 = 5 мкм
- Допуск на виготовлення калібрів для валу H 1 = 6 мкм
- Допустимий вихід розміру зношеного прохідного калібру для валу за межу поля допуску вироби Y 1 = 4 мкм
Будуємо схему розташування полів допусків вала, ПР і НЕ калібрів (скоб) відповідно до рисунку 2.
Визначаємо виконавчі розміри калібрів (скоб).
В якості виконавчого розміру скоби береться найменший граничний її розмір з позитивним відхиленням, рівним допуску на виготовлення калібру.
Найменший граничний розмір ПР боку калібру (скоби)
Найменший граничний розмір НЕ боку калібру (скоби)
Виконавчий розмір ПР боку калібру (скоби), який ставиться на кресленні калібру, дорівнює 49,992 +0,006 мм.
Виконавчий розмір НЕ боку калібру (скоби) дорівнює 49,975 +0,006 мм.
Рисунок 2 - Схема розташування полів допусків для валу Æ50 h 6
3.2 Розрахунок виконавчих розмірів калібрів (пробок)
Калібр пробка призначений для контролю отвори Æ50 Н8
За СТ РЕВ 144-75 визначаємо:
ES = 35 мкм
EJ = 0 мкм.
Визначаємо найбільший і найменший граничні розміри отвору
Dmax = D
Dmin = D
Виписуємо з СТ СЕВ157 - 75
Z = 5, H = 6
Найбільший ПР розмір калібр - пробки:
d max ПР = D min + Z + H / 2 = 50 + 0,005 + 0,003 = 50,008 мм.
Виконавчий розмір ПР калібр - пробки Ø 50,008 -0,006 мм.
Найменший граничний розмір НЕ калібр - пробки:
d max НЕ = D max + H / 2 = 50,035 + 0,003 = 50,038 мм.
Виконавчий розмір НЕ калібр - пробки Ø 50,038 -0.006 мм.
4 Розрахунок різьбового з'єднання
4.1 Побудова схеми розташування полів допусків різьбового отвору гайки М12 х 1,25-8Н / 8 g.
За ГОСТ 24705-81/1, с.144 / визначаємо основні розміри різьби:
зовнішній діаметр D = 12 мм;
середній діаметр D 2 = 11,188 мм;
внутрішній діаметр D 1 = 10,647 мм.
За ГОСТ 16093-81 (СТ РЕВ 640-77) / 1, с.153 / знаходимо граничні відхилення діаметрів різьби:
для посадки 8 Н нижнє відхилення D, D 1, D 2 EJ = 0;
верхнє відхилення для D 2 ES = +250 мкм;
верхнє відхилення для D 1 ES = +375 мкм.
Будуємо схему розташування полів допусків (малюнок 3).
Рисунок 3 - Схема розташування поля допуску різьбового отвору
гайки М12 х 1,25 - 8 Н / 8 g
4.2 Побудова схеми розташування полів допусків різьбових калібрів-пробок
За ГОСТ 24997-81 (СТ РЕВ 2647-80) / 4, с.64 / виписуємо:
- Допуск зовнішнього та середнього діаметрів різьбового прохідного і непрохідного калібрів-пробок Т Р L = 6 мкм;
- Відстань від середини поля допуску Т Р L різьбового прохідного калібру-пробки до прохідного (нижнього) межі середнього діаметра контрольованої внутрішньої різьби Z PL = 0 мкм;
- Величину среднедопустімого зносу різьбових прохідних калібрів-пробок W GO = 8 мкм;
- Величину среднедопустімого зносу різьбових непрохідних калібрів-пробок W NG = 6 мкм.
Будуємо схему розташування полів допусків (Малюнок 4).
Рисунок 4 - Схема розташування полів допусків різьбових калібрів-
пробок по середньому діаметру
4.3 Розрахунок виконавчих розмірів різьбових калібрів-пробок
Відповідно до ГОСТ 24997-81 (СТ РЕВ 2647-80) визначаємо найбільші граничні різьби калібру.
Для ПР різьбового калібру-пробки / 4, с.68 /:
- Найбільший граничний зовнішній діаметр
- Найбільший граничний середній діаметр
- Найбільший граничний внутрішній діаметр
Значення
Допуск зовнішнього діаметра ПР різьбового калібру-пробки
Допуск середнього діаметра ПР різьбового калібру-пробки
Виконавчі розміри ПР різьбового калібру-пробки:
1) зовнішній діаметр - 12,006 -0,012 мм;
2) середній діаметр - 11,191 -0,006 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,857 max мм по канавці або радіусу.
Розмір різьбового калібру-пробки по середньому діаметру:
Для НЕ різьбового калібру-пробки:
- Найбільший граничний зовнішній діаметр
Значення F 1 = 0,125 мм взято з / 4, с.64 /;
- Найбільший граничний середній діаметр
- Найбільший граничний внутрішній діаметр
Допуск зовнішнього діаметра НЕ різьбового калібру-пробки
Допуск середнього діаметра НЕ різьбового калібру-пробки
Виконавчі розміри НЕ різьбового калібру-пробки:
1) зовнішній діаметр - 11,497 -0,012 мм;
2) середній діаметр - 11,197 -0,006 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,437 max мм по канавці або радіусу.
Розмір зношеного НЕ різьбового калібру-пробки по середньому діаметру:
4.4 Побудова схеми розташування полів допусків зовнішньої різьби болта
За ГОСТ 24705-81 / 1, с.144 / визначаємо основні розміри різьби М12 х 1,25 - 8 g:
- Зовнішній діаметр d = 12 мм;
- Середній діаметр d 2 = 11,188 мм;
- Внутрішній діаметр d 1 = 10,647 мм.
За ГОСТ 16093-81 (СТ РЕВ 640-77) / 1, с.153 / знаходимо відхилення діаметрів різьби:
- Верхнє відхилення d, d 2, d 1 es = - 28 мкм;
- Нижнє відхилення d 2 e i = - 160 мкм;
- Нижнє відхилення d e i = - 240 мкм.
Будуємо схему розташування (Малюнок 5)
Рисунок 5 - Схема розташування поля допусків болта М12 х 1,25 -8 H / 8 g
4.5 Побудова схеми розташування полів допусків різьбових калібрів-кілець
За ГОСТ 24997-81 (СТ РЕВ 2647-80) / 4, с.64 / виписуємо допуск внутрішнього і середнього діаметрів різьбового прохідного і непрохідного калібрів-кілець T R = 8 мкм. Відстань від середини поля допуску T R різьбового прохідного калібру-кільця до прохідного (верхнього) межі середнього діаметра контрольованої зовнішньої різьби
Z R =- 4мкм; W GO = 10мкм; W NG = 7мкм.
4.6 Розрахунок виконавчих розмірів різьбових калібрів-кілець
Відповідно до ГОСТ 24997-81 (СТ РЕВ 2647-80) / 4, с.67 / визначаємо найменші граничні діаметри різьби калібру. Нижня відхилення при цьому дорівнюватиме нулю, а верхнє - позитивним і рівним за величиною допуску на виготовлення калібру.
Для ПР різьбового калібру-кільця:
- Найменший граничний зовнішній діаметр
Значення
- Найменший граничний середній діаметр
- Найменший граничний внутрішній діаметр
Допуск середнього діаметра ПР різьбового калібру-кільця
Допуск внутрішнього діаметра ПР різьбового калібру-кільця
Виконавчі розміри ПР різьбового калібру-кільця:
1) зовнішній діаметр - 12,082 min мм;
2) середній діаметр - 11,156 +0,008 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,611 +0,008 мм по канавці або радіусу.
Розмір різьбового калібру-кільця по середньому діаметру:
Для НЕ різьбового калібру-кільця:
- Найменший граничний зовнішній діаметр
- Найменший граничний середній діаметр
- Найменший граничний внутрішній діаметр
Допуск зовнішнього діаметра НЕ різьбового калібру - кільця
Допуск середнього діаметра НЕ різьбового калібру - кільця
Виконавчі розміри НЕ різьбового калібру-кільця:
1) зовнішній діаметр - 12,144 min мм, по канавці або радіусу;
2) середній діаметр - 11,216 +0,008 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,908 +0,008 мм.
Розмір зношеного НЕ різьбового калібру - кільця по середньому діаметру:
Будуємо схему розташування полів допусків (Малюнок 6)
Рисунок 6 - Схема розташування полів допусків різьбових калібрів-кілець
по середньому діаметру
За умовою роботи вузла внутрішнє кільце підшипника має циркуляційний навантаження, зовнішнє місцевий.
Приєднувальні розміри підшипника задані в таблиці на кресленні вузла. Клас точності підшипника, серія підшипника приймаються приблизно і вказуються в записці.
Приймаються клас точності 0 і середню серію, по якій в залежності від діаметрів d = 50 мм, D = 90мм визначаємо ширину кільця В = 17мм і r = 2 мм (шарикопідшипники радіальні однорядні).
Розрахунок ведемо в такій послідовності:
1) для циркуляційного кільця підшипника посадку вибирають за інтенсивністю радіального навантаження на посадочній поверхні / 1, С.283 /
де R - радіальна реакція опори на підшипник, Н (вказується в кресленні-завданні); Ь - робоча ширина посадкової поверхні кільця підшипника за вирахуванням фасок, м:
Ь = В-2 r; (29)
До П - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації До П = 1; при перевантаженні до 300%, сильних ударах і вібрації До П = 1,8); F - коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі (при суцільному валі F = 1) / I, с.286 /; F A-коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження між рядами тіл кочення в дворядних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками за наявності на опорі осьової навантаження F A, при цьому F A може мати значення від 1,2 до 2, у звичайних випадках F A = 1.
Приймаються радіальну реакцію опори R = 950 Н, за умовою задачі навантаження з помірними поштовхами і вібрацією.
По / I, с.287 / знаходимо рекомендований відхилення К.
Номер квалітету залежить від класу точності підшипника. При посадці на вал, якщо підшипник 0,6 класів, то вал J T5, якщо 4,5 класів, то. JТ5, якщо 2 класу, то JТ4.
При посадці в корпус, якщо підшипник 0,6 класів, то квалітет JТ7, якщо 4,5 класів, то J7Б, якщо 2 класу-JТ5.
Для даного прикладу поле допуску вала в з'єднанні 1-10 буде К6;
2) для з місцевої навантаженого кільця основне відхилення вибирають по / I, с.285 /. а номер квалітету - залежно від прийнятого класу підшипника. У даному прикладі основне відхилення отвору в «корпусі» Н, для Про класу допуск по JТ7. Таким чином, після допуску отвори в з'єднанні повинно бути виконано за Н 7;
3) для побудови схеми розташування полів допусків знаходимо відхилення зовнішнього й внутрішнього кілець підшипника по ГОСТ 520 - 71 / 3, с.67 /.
Відхилення валу і отвори корпусу знаходимо з таблиць ГОСТ 25347-82 (СТ РЕВ 144-75). Знайдені відхилення наносимо на схему відповідно з малюнком 7;
4) визначають за схемою граничні значення зазорів і натягом при складанні підшипника з корпусом і валом.
Рисунок 7 - Схема розташування полів допусків на діаметри кілець підшипника кочення
Допуск внутрішнього діаметра ПР різьбового калібру-кільця
Виконавчі розміри ПР різьбового калібру-кільця:
1) зовнішній діаметр - 12,082 min мм;
2) середній діаметр - 11,156 +0,008 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,611 +0,008 мм по канавці або радіусу.
Розмір різьбового калібру-кільця по середньому діаметру:
Для НЕ різьбового калібру-кільця:
- Найменший граничний зовнішній діаметр
- Найменший граничний середній діаметр
- Найменший граничний внутрішній діаметр
Допуск зовнішнього діаметра НЕ різьбового калібру - кільця
Допуск середнього діаметра НЕ різьбового калібру - кільця
Виконавчі розміри НЕ різьбового калібру-кільця:
1) зовнішній діаметр - 12,144 min мм, по канавці або радіусу;
2) середній діаметр - 11,216 +0,008 мм;
3) внутрішній діаметр - 10,908 +0,008 мм.
Розмір зношеного НЕ різьбового калібру - кільця по середньому діаметру:
Будуємо схему розташування полів допусків (Малюнок 6)
Рисунок 6 - Схема розташування полів допусків різьбових калібрів-кілець
по середньому діаметру
5 Посадки підшипників кочення
У наведеному прикладі призначимо посадки підшипника кочення в з'єднаннях 2-6 (див. креслення-завдання). Вибір посадки залежить від виду навантаження кілець підшипника. Визначаємо види навантаження кілець.За умовою роботи вузла внутрішнє кільце підшипника має циркуляційний навантаження, зовнішнє місцевий.
Приєднувальні розміри підшипника задані в таблиці на кресленні вузла. Клас точності підшипника, серія підшипника приймаються приблизно і вказуються в записці.
Приймаються клас точності 0 і середню серію, по якій в залежності від діаметрів d = 50 мм, D = 90мм визначаємо ширину кільця В = 17мм і r = 2 мм (шарикопідшипники радіальні однорядні).
Розрахунок ведемо в такій послідовності:
1) для циркуляційного кільця підшипника посадку вибирають за інтенсивністю радіального навантаження на посадочній поверхні / 1, С.283 /
де R - радіальна реакція опори на підшипник, Н (вказується в кресленні-завданні); Ь - робоча ширина посадкової поверхні кільця підшипника за вирахуванням фасок, м:
Ь = В-2 r; (29)
До П - динамічний коефіцієнт посадки, що залежить від характеру навантаження (при перевантаженні до 150%, помірних поштовхах і вібрації До П = 1; при перевантаженні до 300%, сильних ударах і вібрації До П = 1,8); F - коефіцієнт, що враховує ступінь ослаблення посадкового натягу при підлогою валі або тонкостінному корпусі (при суцільному валі F = 1) / I, с.286 /; F A-коефіцієнт нерівномірності розподілу радіального навантаження між рядами тіл кочення в дворядних підшипниках або між здвоєними шарикопідшипниками за наявності на опорі осьової навантаження F A, при цьому F A може мати значення від 1,2 до 2, у звичайних випадках F A = 1.
Приймаються радіальну реакцію опори R = 950 Н, за умовою задачі навантаження з помірними поштовхами і вібрацією.
По / I, с.287 / знаходимо рекомендований відхилення К.
Номер квалітету залежить від класу точності підшипника. При посадці на вал, якщо підшипник 0,6 класів, то вал J T5, якщо 4,5 класів, то. JТ5, якщо 2 класу, то JТ4.
При посадці в корпус, якщо підшипник 0,6 класів, то квалітет JТ7, якщо 4,5 класів, то J7Б, якщо 2 класу-JТ5.
Для даного прикладу поле допуску вала в з'єднанні 1-10 буде К6;
2) для з місцевої навантаженого кільця основне відхилення вибирають по / I, с.285 /. а номер квалітету - залежно від прийнятого класу підшипника. У даному прикладі основне відхилення отвору в «корпусі» Н, для Про класу допуск по JТ7. Таким чином, після допуску отвори в з'єднанні повинно бути виконано за Н 7;
3) для побудови схеми розташування полів допусків знаходимо відхилення зовнішнього й внутрішнього кілець підшипника по ГОСТ 520 - 71 / 3, с.67 /.
Відхилення валу і отвори корпусу знаходимо з таблиць ГОСТ 25347-82 (СТ РЕВ 144-75). Знайдені відхилення наносимо на схему відповідно з малюнком 7;
4) визначають за схемою граничні значення зазорів і натягом при складанні підшипника з корпусом і валом.
Рисунок 7 - Схема розташування полів допусків на діаметри кілець підшипника кочення
5 Розрахунок розмірних ланцюгів
Розрахунок розмірних ланцюгів методом повної взаємозамінності.
Метод повної взаємозамінності-це метод, при застосуванні якого необхідна точність замикаючого ланки розмірної ланцюга досягається при заміні її будь-якої ланки ланкою такого ж типу і розміру без вибору та підбору і без зміни його величини шляхом додаткової обробки.
Таким чином, при застосуванні цього методу розміри замикаючого ланки повинні знаходитися у встановлених при конструюванні (в задачах типу другого) або у розрахованих (в задачах типу першого) межах навіть у тих випадках, коли всі складові мають гранично допустимі розміри.
Для граничних розмірів ланцюга співвідношення:
D У А D = å D У А i УВ - å D Н А iУМ;
D Н А D = å D Н А i УВ - å D У А iУМ;
Віднімаючи почленно нижні рівняння з верхніх в рівняннях (1), отримуємо рівняння, що зв'язує допуски в розмірній ланцюга:
Т Н А D = å ТА i
де в суму входять всі складові, як збільшують, так і зменшують.
5.1 Розрахунок розмірного ланцюга А
Схема розмірної ланцюга представлена на рисунку 6
Рисунок 6 - Схема розмірної ланцюга А
Шуканий розмір А 3 входить в ланцюг А 1 = 8 -0,36, А 2 =
Знайдемо розмір А D:
А D = А 2 - А 3 - А 1,
А D = 40 - 18 - 8 = 14мм.
За рівнянням (1) отримуємо:
D У А D = 0 + 0,5 + 0 = 0,5;
D Н А D = - 0,36 - 0,5 - 0,13 = - 0,99 мкм;
А D =
Виробляємо перевірку за рівнянням (2):
ТА D = 0 - (-2,12) = 2,12;
åТА 1 = 0,36 + 0,5 - (-0,5) + 0,13 = 1,49.
Умова (2) виконується
Література
1 Допуски і посадки: Довідник. У 2-х ч. / В.Д. Мягков і ін - 6-е вид., Перероб, і доп. - Л.: Машинобудування, 1982.
2 Якушев А. І. Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання. - М.: Машинобудування, 1979.
3 Ануров В. І. Довідник конструктора-машинобудівника. У 3-х г.-м.: Машинобудування, 1982.
4 Єдина система допусків і посадок РЕВ у машинобудуванні та приладобудуванні: Довідник. У 2-х т. - М.: Видавництво стандартів, 1989.
5 СТ РЕВ 144-75. Єдина система допусків і посадок РЕВ. Поля допусків і рекомендовані посадки. - Братислава: Видавництво стандартів, 1975.
6 Зябрева М.М., Перельман Є.М., Шегай М.Я. Посібник до вирішення завдань з курсу "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання". - М.: Вища школа, 1977.
7 Афанасов А.І. та ін Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання: Методичні вказівки до курсового проектування для студентів денної, вечірньої та заочної форм навчання спеціальності 12.01 "Технологія машинобудування". - Томськ: ротапринт ТДВ, 1989.
8 СТ РЕВ 157-75. Граничні відхилення та допуски гладких робочих і контрольних калібрів, - Братислава: Видавництво стандартів, 1975.
Розрахунок розмірних ланцюгів методом повної взаємозамінності.
Метод повної взаємозамінності-це метод, при застосуванні якого необхідна точність замикаючого ланки розмірної ланцюга досягається при заміні її будь-якої ланки ланкою такого ж типу і розміру без вибору та підбору і без зміни його величини шляхом додаткової обробки.
Таким чином, при застосуванні цього методу розміри замикаючого ланки повинні знаходитися у встановлених при конструюванні (в задачах типу другого) або у розрахованих (в задачах типу першого) межах навіть у тих випадках, коли всі складові мають гранично допустимі розміри.
|
D У А D = å D У А i УВ - å D Н А iУМ;
|
Віднімаючи почленно нижні рівняння з верхніх в рівняннях (1), отримуємо рівняння, що зв'язує допуски в розмірній ланцюга:
Т Н А D = å ТА i
де в суму входять всі складові, як збільшують, так і зменшують.
5.1 Розрахунок розмірного ланцюга А
Схема розмірної ланцюга представлена на рисунку 6
Рисунок 6 - Схема розмірної ланцюга А
Шуканий розмір А 3 входить в ланцюг А 1 = 8 -0,36, А 2 =
Знайдемо розмір А D:
А D = А 2 - А 3 - А 1,
А D = 40 - 18 - 8 = 14мм.
За рівнянням (1) отримуємо:
D У А D = 0 + 0,5 + 0 = 0,5;
D Н А D = - 0,36 - 0,5 - 0,13 = - 0,99 мкм;
А D =
Виробляємо перевірку за рівнянням (2):
ТА D = 0 - (-2,12) = 2,12;
åТА 1 = 0,36 + 0,5 - (-0,5) + 0,13 = 1,49.
Умова (2) виконується
Література
1 Допуски і посадки: Довідник. У 2-х ч. / В.Д. Мягков і ін - 6-е вид., Перероб, і доп. - Л.: Машинобудування, 1982.
2 Якушев А. І. Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання. - М.: Машинобудування, 1979.
3 Ануров В. І. Довідник конструктора-машинобудівника. У 3-х г.-м.: Машинобудування, 1982.
4 Єдина система допусків і посадок РЕВ у машинобудуванні та приладобудуванні: Довідник. У 2-х т. - М.: Видавництво стандартів, 1989.
5 СТ РЕВ 144-75. Єдина система допусків і посадок РЕВ. Поля допусків і рекомендовані посадки. - Братислава: Видавництво стандартів, 1975.
6 Зябрева М.М., Перельман Є.М., Шегай М.Я. Посібник до вирішення завдань з курсу "Взаємозамінність, стандартизація і технічні вимірювання". - М.: Вища школа, 1977.
7 Афанасов А.І. та ін Взаємозамінність, стандартизація та технічні вимірювання: Методичні вказівки до курсового проектування для студентів денної, вечірньої та заочної форм навчання спеціальності 12.01 "Технологія машинобудування". - Томськ: ротапринт ТДВ, 1989.
8 СТ РЕВ 157-75. Граничні відхилення та допуски гладких робочих і контрольних калібрів, - Братислава: Видавництво стандартів, 1975.