Метрология, стандартизация и сертификация

Кафедра технологии конструкции материалов и машиноремонта 
 
 
 
 
 
 

КУРСОВАЯ  РАБОТА

по теме: «Метрология, стандартизация и сертификация»

Вариант 35/34 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 

Н.Новгород

2010 

     Содержание

1.  Допуски и  посадки гладких цилиндрических  соединений                                               3

1.1. Определение  расположения поля допуска заданного  размера                                   3

1.2. Определение  сравнительной точности заданных  размеров                                          5

1.3. Определение  системы и характера заданной  посадки                                                    6

1.4. Выбор стандартных  посадок по заданным зазорам  и натягам                                    9

1.5. Расчет посадок  с зазором для подшипников  жидкостного трения                          11

1.6. Расчет посадок  с натягом для передачи крутящего  момента и осевого усилия     14

1.7. Расчет переходных  посадок на вероятность получения  натягов и зазоров             17

2. Допуски и  посадки в соединениях с подшипниками  качения                                          19

3. Допуски и  посадки в резьбовых соединениях                                                                      23

4. Допуски и  посадки в шлицевых соединениях                                                                       25

5. Допуски и  посадки в шпоночных соединениях                                                                    27

6. Расчет допусков  в размерных цепях    28

Список используемой литературы  33 
 
 
 
 
 
 
 
 

1. Допуски и посадки гладких  цилиндрических соединений
1. .  Определение расположения поля допуска заданного размера

      1.1.1 . Дано: D=60 мм, es=-60 мкм, Td=80 мкм.

Записать размеры  с заданными отклонениями, вычислить  допуски и предельные размеры, дать графическое изображение поля допуска. Определить квалитет точности.

      Решение:

Наибольший предельный размер; Наименьший предельный размер     .   Допуск  TD=es-ei=> ei=es-Td=-60-80=-140 мкм=-0.14 (мм);

Размер с заданными  отклонениями:

По выражению  (1.2) [1] и таблицам 1.2 и 1.1 [1] определим квалитет точности

;    

Где i=1,86 мкм принято по таблице 1.2 [1] для размера 60 мм.

Следовательно, по таблице 1.1[1] можно принять девятый квалитет точности для заданного размера: IT=9.

      1.1.2 . Дано: D=100 мм, es=-60 мкм, Td=80 мкм.

Записать размеры  с заданными отклонениями, вычислить  допуски и предельные размеры, дать графическое изображение поля допуска. Определить квалитет точности.

      Решение:

Наибольший предельный размер; Наименьший предельный размер     .

TD=es-ei=> ei=es-Td=-60-80=-140мкм=-0.14 мм

       Размер с заданными отклонениями:

По выражению  (1.2) [1] и таблицам 1.2 и 1.1 [1] определим квалитет точности

;    

Где i=2,17 мкм принято по таблице 1.2 [1] для размера 100 мм.

Следовательно, по таблице 1.1[1] можно принять девятый квалитет точности для заданного размера: IT=9.

      1.1.3 . Дано: D=150 мм, es=-60 мкм, Td=80 мкм.

      Записать  размеры с заданными отклонениями, вычислить допуски и предельные размеры, дать графическое изображение  поля допуска. Определить квалитет точности. 
 


      Решение:

Наибольший предельный размер; Наименьший предельный размер     . Допуск  TD=es-ei=> ei=es-Td=-60-80=-140мкм=-0.14мм

       Размер с заданными отклонениями:

По выражению  (1.2) [1] и таблицам 1.2 и 1.1 [1] определим квалитет точности

;    

Где i=2,52 мкм принято по таблице 1.2 [1] для размера 150 мм.

Следовательно, по таблице 1.1[1] можно принять девятый квалитет точности для заданного размера : IT=9.

Графические изображения  полей допусков приведены соответственно на рис. 1.1 а, б, в. 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


2. . Определение сравнительной  точности заданных  размеров.

      1.2.1. Дано.

     Определить  номинальные и предельные размеры, предельные отклонения и допуски. Определить сравнительную точность размеров.

     Решение:

: ES=0,035 мм, EI= -0,035 мм;      

TD=ES-EI=0,035-(-0,035)=0,07 мкм;

D=12 мм; мм;

 мм;                                                                          

  => IT=10

      1.2.2. Дано.

      

     Определить  номинальные и предельные размеры, предельные отклонения и допуски. Определить сравнительную точность размеров.

     Решение:

: ES=0,43 мм, EI= -0,43 мм;      

TD=ES-EI=0,43+0,43=0,86 мм = 860 мкм;

D=110 мм; мм;

 мм;                                                                        

   => IT=14

      1.2.3. Дано.

     Определить  номинальные и предельные размеры, предельные отклонения и допуски. Определить сравнительную точность размеров.

     Решение:

: ES=-0,051 мм, EI= -0,087 мм;      

TD=ES-EI=-0,051+0,087=0,036 мм = 36 мкм;

D=380 мм; мм;

 мм;                                                                     

      => IT=11

Располагаем размеры  в порядке убывания точности:

, , .

Графические изображения  полей допусков приведены соответственно на рис. 1.2 а, б, в. 


 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


3. . Определение системы и характера заданной посадки.

      1.3.1.  Дано: посадка ø75 U8/h7.

      Определить  систему посадки, предельные отклонения вала и отверстия, предельные значения зазоров и натягов, перевести  посадку в другую систему, сохраняя предельные значения зазоров и натягов. Дать графическое изображение полей  допусков и посадок. Показать размеры  на сборочном и рабочих чертежах деталей.

      Решение:

      Посадка выполнена в системе вала, соединение с натягом.

      Для отверстия ø 75 U8: ES=-102 мкм, EI=-148. 


      Для вала : es=0 мкм; ei=-30 мкм;

       По  зависимостям (1.3) [1] находим: 
 
 


     Используя правило перевода посадок из одной  системы в другую, получим посадку  в системе вала: ø100 H8/u7.

     Аналогично  для посадки в системе вала найдем предельные отклонения:

      Для отверстия ø 75 M8: ES=46 мкм, EI=0 мкм;

      Для вала : es=132 мкм; ei=102 мкм; 
 
 


       Графическое изображение полей допусков посадок  и эскизы деталей приведены на рис 1.3(а) и 1.4(а).

      1.3.2.  Дано: посадка ø75 H7/t6.

      Определить  систему посадки, предельные отклонения вала и отверстия, предельные значения зазоров и натягов, перевести  посадку в другую систему, сохраняя предельные значения зазоров и натягов. Дать графическое изображение полей  допусков и посадок. Показать размеры  на сборочном и рабочих чертежах деталей.

      Решение:

      Посадка выполнена в системе отверстия, соединение с натягом.

      Для отверстия ø 75 H7: ES=30 мкм, EI=0 мкм; 


      Для вала : es=94 мкм; ei= 75 мкм;

       По  зависимостям (1.3) [1] находим: 
 


     Используя правило перевода посадок из одной  системы в другую, получим посадку в системе отверстия: ø75 T7/h6.

     Аналогично  для посадки в системе вала найдем предельные отклонения:

      Для отверстия ø 75 T7: ES=-64 мкм, EI=-94 мкм;

      Для вала : es= 0 мкм; ei= -19 мкм; 
 


       Графическое изображение полей допусков посадок  и эскизы деталей приведены на рис 1.3(б) и 1.4(б).

      1.3.3.  Дано: посадка ø75 R7/h6.

      Определить  систему посадки, предельные отклонения вала и отверстия, предельные значения зазоров и натягов, перевести  посадку в другую систему, сохраняя предельные значения зазоров и натягов. Дать графическое изображение полей  допусков и посадок. Показать размеры  на сборочном и рабочих чертежах деталей.

      Решение:

      Посадка выполнена в системе вала, соединение с натягом.

      

      Для отверстия ø 75 R7: ES=-32 мкм, EI=-62;

      Для вала : es=0 мкм; ei= -19 мкм;

       По  зависимостям (1.3) [1] находим: 
 


     Используя правило перевода посадок из одной  системы в другую, получим посадку  в системе отверстия: ø75 H7/r6.

     Аналогично  для посадки в системе вала найдем предельные отклонения:

      Для отверстия ø 75 H7: ES= 30 мкм, EI= 0 мкм;

      Для вала : es= 62; ei= 43 мкм; 
 


       Графическое изображение полей допусков посадок  и эскизы деталей приведены на рис 1.3(в) и 1.4(в). 
 
 
 
 


 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


1.4. Выбор стандартных  посадок по заданным  зазорам и натягам.

       Дано: D=120 мм, Nmax=101 мкм, N_min=44 мкм.

       Для приведенных исходных данных определить необходимые параметры, подобрать  стандартные посадки в системах отверстия и вала и дать их графическое  изображения. Показать размеры на сборочных  и рабочих чертежах.

       Решение:

       В соответствии с (1.4) и (1.2) [1] получим

       

       ТП = TD + Td = a₀i + a_вi ;

       ТП = N_max – N_min =101-44= 57 мкм;

       (a₀ + a_в) = ТП/I = 57/2.5 = 26.27 ;

       Где a₀, a_в – числа единиц допуска соответственно для отверстия и вала.

       Если  принять, что a₀ = a_в =12,975, то IT₀ = IT_в = 6. Однако чаще всего отверстие выполняется грубее, чем вал, так, чтобы IT₀ = IT_в + 1. Поэтому принимаем IT₀ = 7, IT_в = 6. Из табл. 1.1 [1] найдем a₀ = 16, a_в = 10. Тогда a₀ + a_в = 16 + 10 = 26 близко к расчетному значению 25,95.

       Если  принять систему отверстия, то для  отверстия ø120H7 по ГОСТ 25347-82 или таблицам[3] находим EI=0, ES=35 мкм.

       С учетом зависимостей (1.3) [1] можем найти

       es = N_max + EI = 101 + 0 = 101 мкм; ei = N_min + ES = 44 + 35 = 79 мкм.

       Определяем  ближайшее стандартное поле допуска  вала по ГОСТ 25347-82 для шестого квалитета  точности и размера ø120. В качестве такого можно принять ø120s6: es=101мкм, ei=79 мкм. Получили посадку ø120 H7/s6.

       Проверим, удовлетворяет ли выбранная посадка  исходным данным:

       N_min = ei – ES = 79 – 35 = 44 мкм;  N_max = es – EI = 101- 0 = 101 мкм.

       Таким образом, значения N_min и N_max выбранной нами стандартной посадки близки к исходным данным, что подтверждает правильность сделанного выбора.

       Переведем посадку из системы отверстия  в систему вала и получим ø120 S7/h6. По ГОСТ 25347-82 или таблицам[3] находим для отверстия ø120S7: ES= -66 мкм, EI= -101 мкм, для вала ø120h6: es=0, ei= -22 мкм

       С учетом зависимостей (1.3) [1] получим

       N_min = ei – ES = -22 – (-66) = 44 мкм; N_max = es – EI = 0 – (-101) = 101 мкм.

       Следовательно, выбранной нами стандартная посадка  в системе вала также удовлетворяет исходным данным.

       Графическое изображение полей допусков посадок  и эскизы деталей приведены на рис 1.5 и 1.6. 
 
 
 
 
 
 
 


 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


1.5. Расчет посадок с зазором для подшипников жидкостного трения.

        Определить величины зазоров и подобрать посадку для подшипника скольжения, работающего в условиях жидкостного трения при следующих данных: d_нс=60 мм, l=60 мм, R=120 Н, n=250 об/мин. Смазка маслом марки Индустриальное 25.

         Решение:

1. Определим среднее удельное давление
 
 

2. По табл. 2.68 [3] принимаем R_ad=0,3 мкм, R_aD=0,6 мкм. По формуле (1.8 [1]) находим
4. Принимаем t_п=60 ⁰С. По табл. 1.99 [3] принимаем μ_табл=30×10^-3 Н×с/м². По формуле (1.10[1]) находим
 
 

5. Определяем  ω
 


             По формуле (1.11[1]) рассчитываем A_h

       

            

6. Из рис. 1.27[3] (при l/d_нс = 1) определяем, что при A_h=0,33 значение X_min<0,3. Поэтому принимаем X_min=0,3.

По рис. 1.27[3] находим значение A_x=0,3=0,438 (при l/d_нс = 1).

Находим по (1.13[1]) [S_min]

[S_min]=2,857× 


7. При A_h=0,33 и l/d_нс = 1 определяем по рис. 1.27[3] X_max=0,85. По формуле (1.14[1]) находим [S_max]

[S_max]=2[h_min]/1-X_max = 2×66×10^-6/(1-0,85)=880×10^-6 м.

8. По рис. 1.27[3] определяем для (l/d_нс = 1) A_опт=0,464; Х_опт=0,48 (вершина параболы).

По (1.17[1]) находим S_опт

 

По выражению (1.18) определяем h^’ 


По табл. 1.47[3] подберем наиболее близкие посадки

Ø 60 H11/a11      S_max=720 мкм,   S_min=340 мкм

S_c = (720+340)/2 = 530 мкм

Условие (1.15[1]) выполняется. Определим по (1.22[1]) вероятностный минимальный зазор:

TD = ES –  EI = 190 – 0 = 190 мкм;

Td = es – ei = -340 – (-530)=190 мкм; 
 


По формуле (1.23[1]) находим минимальный запас на износ

T_изн= [S_max]-8(R_aD+R_ad) – S_max=880-8(0,3+0,6)-720=153 мкм

9. По выражению (1.25[1]) находим C
 


По таблице 1.97[3] для С_R=0.5 и l/d_нс = 1 определим Х: 
 


По таблице 1.100[3] для Х=0,33 и l/d_нс = 1 определяем C_M: 
 


По формуле (1.24[1]) определим f: 


10. По формуле (1.26[1]) находим Q:
 

11. По выражению (1.27[1]) определим Q₁:
 


Так как  Q=2 Вт < Q₁=1110 Вт, то обходимся без принудительной прокачки масла.

       Чертежи подшипникового узла и его деталей  приведены на рис. 1.7, 1.8 и  1.9.

       На  чертеже втулки подшипника указаны  основные размеры в соответствии с рекомендациями табл.8 [6]. Допуски цилиндричности принимались по ГОСТ24643-81 для степени точности в зависимости от относительной геометрической точности (табл. 2.20[4]). Значение допуска принималось по табл. 2.18[3]. По табл. 2.18[3] найдено значение допуска цилиндричности для ø60 и 6-ой степени точности Т=10 мкм. Допуск радиального биения наружной поверхности втулки ø70 u8 относительно поверхности ø60 Н11 принимался по ГОСТ 24643-81. При этом по табл. 2.41[3] определилась степень точности 8, а по табл. 2.40[3] для диаметра ø70 и принятой степени точности получили допуск радиального биения Т=60 мкм.

       Допуск  перпендикулярности торцевых поверхностей втулки принят по ГОСТ 24643-81. По табл. 2.33[3] принята 8-ая степень точности; а по табл. 2.28[3] для ø70 Т=30 мкм; для ø85 Т=40 мкм.  
 
 
 
 
 


       1.6. Расчет посадок  с натягом для  передачи крутящего  момента и осевого  усилия.

       Соединение  с размерами d_нс=300 мм, l=90 мм, d₁=130 мм, d₂=360 мм,  предназначено для передачи М_кр=1000 Нм. Материал деталей: втулка-сталь, вал-сталь. Рабочая температура соединения 20⁰С. Выбрать стандартную посадку и определить усилие запрессовки без применения термических способов сборки.

       Решение.

1. По (1.35[1]) определяем Р_min
 


Где f=0,1 выбрано из табл. 1.104[3].

2. По (1.32[1]) определим N_min

Предварительно  определим C₁ и С₂ по (1.33 и 1.34[1])  
 
 
 


Где μ₁=0,3 и μ₂=0,25 определили по табл. 1.106[3].

Тогда

Где Е₁=2×10¹¹ Па, Е₂=1,05×10¹¹ Па приняли по табл. 1.106[2].

3. По (1.31[1]) определяем минимально допустимый натяг [N_min].  Принимаем γ_t=γ_ц=γ_n=0.

Предварительно  определим по (1.39[1]) поправку γ_ш. 
 


Где a=0,35 принято по табл. 1.3[1]; R_a1=1.6 мкм и R_a2=3,2 мкм принято по табл. 2.68[2] для 8 квалитета точности и d_нс=300 мм.

Тогда

4. Определим [P_max], для чего по (1.42 и 1.43[1]) рассчитаем P₁ и Р₂.
 
 


Где σ_т1=3×10⁸ Па, σ_т2=2×10⁸ Па приняли по табл. 1.4[1].

Следовательно, [P_max]=6.2×10⁷ Па.

5. По (1.41[1]) определим N_max

 


6. По (1.40[1]) определяем максимально допустимый натяг
 
 


Где γ_уд=0,6 принято по графику рис. 1.68[3] для l/d_нс =0,3 и d₁/d_нс=0,43.

7. По табл. 1.49[3] выбираем варианты посадок из условий (1.44 и 1.45[1]):

Ø 300 H7/r6      (N_{max табл}=130 мкм,   N_{min табл}=46 мкм)

Ø 300 H7/s6      (N_{max табл}=202 мкм,   N_{min табл}=118 мкм)

В качестве окончательного варианта принимаем  посадку Ø 340 H7/s7 со следующими запасами прочности , определенными по (1.46 и 1.47{1]).

ЗПД = [N_max ] - N_{max табл}=404-202=202 мкм;

ЗПС = N_{min табл} – [N_min ]= 118-21.74=96.26 мкм.

8. По (1.48[1]) определим усилие запрессовки.

Предварительно  по (1.48[1]) определим P_max 
 


Тогда  


       Чертежи сборочного узла и его деталей приведены на рис.2.0, 2.1. На чертежах указаны предельные отклонения размеров ø300 , ø300H7 (^+0,052) по табл. 1.27[3]. Размеры фасок на ступице 3 мм и на втулке 4 мм приняты по табл. 1.108[3], их предельные отклонения 3±0,2 и 4±0,2 – по табл. 1.57[3] для радиусов закруглений и фасок. Предельные отклонения угла фасок 10⁰±2⁰ приняты по табл. 4.5[4] для 16 степени точности углов. Предельные отклонения размеров приняты для «среднего» класса точности по табл. 1.57 [3] для отверстий Н14 – ø130^+1,0 ; для валов h14 – ø360_-1,4 , прочих элементов ±t/2 - 90±2. Допуск цилиндричности принят в соответствии с таблицей 2.20[3] для 6 степени точности ГОСТ 24643-81 при нормальной относительной геометрической точности А, его значение по табл. 2.18[3] для размера ø300 составляет 16 мкм. 
 
 
 
 
 
 
 


 
 


       1.7. Расчет переходных  посадок на вероятность  получения натягов  и зазоров.

       1.7.1 Определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: ø320H8/m7.

       Решение

1. Выбирается  посадка, и определяется N_min, N_max, TD, Td по формулам (1.1[1]) и (1.3[1]) средний натяг N по формуле (1.52[1]).

         мкм,      

         мкм,      

        ,     

        ,      

        .    

2. Определяется среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле (1.53[1])

       

3. Определяется  предел интегрирования (1.54[1])

           

4. Принимается значение функции Ф0.55) = 0.2054 [3]
5. Рассчитывается вероятность натягов (1.55 и 1.56[1]) (или процент натягов (1.57[1])) и вероятность зазоров (1.58 и 1.59[1]) (или процент зазоров (1.56[1])):

Вероятность натяга   

             Процент натяга   

              Вероятность зазора      

            Процент зазора           


       1.7.2 Определить вероятностные характеристики заданной переходной посадки: ø70 H6/m5.

       Решение

6. Выбирается  посадка, и определяется N_min, N_max , TD, Td по формулам (1.1[1]) и (1.3[1]) средний натяг N по формуле (1.52[1]).

         мкм,      

         мкм,      

        ,     

        ,      

        .    

7. Определяется среднее квадратичное отклонение натяга (зазора) по формуле (1.53[1])

       

8. Определяется  предел интегрирования (1.1[1])

           

9. Принимается значение функции Ф(4.3) = 0.499997 [3]
10. Рассчитывается вероятность натягов (1.55 и 1.56[1]) (или процент натягов (1.57[1])) и вероятность зазоров (1.58 и 1.59[1]) (или процент зазоров (1.56[1])):

Вероятность натяга   

             Процент натяга   

              Вероятность зазора      

            Процент зазора              

         
 
 
 
 
 
 
 
 
 


       2. Допуски и посадки в соединениях с подшипниками качения.

       Выбрать посадки подшипника №62315 класса точности 0. Вращается корпус. Радиальная нагрузка на подшипник 32000 Н. Нагрузка ударная, перегрузка 300%. Осевой нагрузки нет.

       Решение:

           Диаметр внутреннего  кольца   d = 75 мм

           Диаметр внешнего кольца    D = 160 мм

           Ширина подшипника    B = 37 мм

           Ширина фаски кольца подшипника   r = 3,5мм

       Так как по условию задачи вращается  корпус, то делаем вывод, что наружное кольцо подвержено циркуляционной, а внутреннее - местной нагрузке.

       Посадку внутреннего местно нагруженного кольца выбираем по табл. 4.89[4] для отверстий в неразъёмном корпусе:h6. Обозначение посадки внутреннего кольца в корпусе: ø75 L0/h6.

       Посадку наружнего циркуляционно нагруженного кольца определяем по интенсивности радиальных нагрузок по формуле (2.1[1]), Предварительно определив по формуле (2.2[1]) значение b:

       

       

       


       где R – радиальная реакция в опорах; B – ширина подшипника; r – ширина фаски кольца подшипника, k_П – динамический коэффициент посадки, зависящий от характера нагрузки (при перегрузке до 300%, с сильными ударами и вибрацией k_П = 1,8); F – коэффициент, учитывающий степень ослабления посадочного натяга при полом вале или тонкостенном корпусе (при сплошном вале F = 1, табл. 4.90[4]); F_A – коэффициент неравномерности распределения радиальной нагрузки R между рядами роликов (F_A = 1 для радиальных и радиально-упорных подшипников).

       По  табл. 4.92.[4] заданным условиям для отверстия в неразъемном корпусе P7. Обозначение посадки наружнего кольца: ø160 P7/l0.

       По  табл. 4.82 [4] находим отклонения диаметра внутреннего кольца подшипника для класса точности 0: ø75 L0(-0,015).

       По  табл. 4.83[4] находим отклонения диаметра наружнего кольца подшипника 0 класса точности:  ø160 l0(-0,025).

       На  рис. 2.2 приведено графическое изображение полей допусков, где отклонения размеров вала и отверстия корпуса принята по ГОСТ 25346-89 или [3].

       Чертежи сборочного узла и его деталей приведены на рис. 2.3; 2,4. Расточка в корпусе выполнена на всем протяжении размером ø160 и поэтому для защитной крышки назначается посадка ø160 P7/d10, обеспечивающая свободную установку крышки по посадочной поверхности.

       На  рабочих чертежах приняты и обозначены допуски 

       цилиндричности  вала: 4 мкм

       Для ø75 ; Td=0-(-0.019)=0,019 мм; 1/4Td=19/4=4.75 мкм, по табл.2.18[3] ближайшее стандартное значение для размера ø75 составляет 4мкм для 4 степени точности;

       Допуск  цилиндричности корпуса: 12 мкм

       Для ø160 ; Td=-28-(-68)=40мкм; 1/4Td=40/4=10 мкм, по табл.2.18[3] ближайшее стандартное значение для размера ø160 составляет 12мкм для 6 степени точности.

       Допуск  торцового биения вала и корпуса  выбирается по табл. 2.33[3] для 8 степени точности и назначается по табл. 2.28[3] для 8 степени точности: для размера вала 63÷100 мм – 30 мкм; для размера отверстия корпуса 160÷250 мм – 50 мкм.

       Шероховатость посадочной поверхности вала и корпуса  согласно табл. 4.95 [4]- 1.25 мкм, а торцов заплечиков вала – 2.5 мкм.

       Заплечики вала и отверстия 2.5 мкм.

       Конструкция крышки принята конструктивно.

       Радиус  фасок вала и корпуса – по табл. 4.97 [2], фаска корпуса 5х45 – по табл. 22 [5]. 


                            
 
 
 
 
 
 
 
 


                      3.  Допуски и посадки в резьбовых соединениях.

       Резьба  М42х9. Шаг резьбы Р=3 мм. Число заходов – 3. Поля допусков диаметров d, d₂ = 7g,6g, поля допусков диаметров D₁,D₂=8H. Направление резьбы – левое. Длина свинчивания – 40 мм.

       Решение:

       Обозначение резьбы: М42 – 8Н/7g6g. Резьбовое соединение с зазором. По табл.4.27[4] длина свинчивания–группа L.

       Номинальные значения диаметров резьбы:

       По  табл. 4.30[4] d(D)=42мм, P=3 мм.

       По  табл. 4.24[4] 

           

       

       Предельные  диаметры болта (по табл. 4.29[2]):

       d_2max = 40.051-0.048=40.0003 мм; (es = -48 мкм для поля допуска диаметра 7g6g)

       d_2min = 40.051-0.298 =39.753 мм (ei = -298 мкм для поля допуска диаметра 7g6g);

       d_max  =  42 – 0.048 =41.952 мм (es=48 мкм);

       d_min = 42-0.423 = 41.577 мм (ei = -423 мкм);

       d_1max = 38.752-0.048 =41.577 мм(ei = -48 мкм);

       d_1min не нормируется.

       Предельные  диаметры гайки (по табл. 4.29[2]):

       D_2max = 40,051+0,425 =40,476 мм (ES= 425 мкм);

       D_2min = 40,051 мм (EI=0);

       D_max не нормируется;

       D_min = 42 мм (EI=0);

       D_1max = 38,752+0,8=39,552 мм (ES = 800 мкм);

       D_1min = 38,752 мм (EI=0).

       На  рис. 2.5 – схема полей допусков резьбового соединения. 
 
 


       4. Допуски и посадки  в шлицевых соединения.

       Число шлицев      z = 10

       Внутренний  диаметр                                                  d = 82 мм                     

       Внешний диаметр     D = 92 мм

       

       Боковая поверхность шлицев                                    b = 12 мм 

       Поля  допусков                                                               H7, e8, F9, h7

       Способ  центрирования                                                d

       Обозначение шлицевого соединения:

       d – 10 x 82 H7/e8 x 92 H12/a11 x 12 F9/h7– обозначение сборочного соединения;

       d – 10 x 82 H7 x 92 H12 x 12 F9 – обозначение шлицев на втулке;

       d – 10 x 82 e8 x 92 a11 x 12 h7 – обозначение шлицев на валу,

       где d – способ центрирования; z = 10, d = 82 мм, D = 92 мм, b = 12 мм.

       H7/e8 – посадка по центрирующему диаметру d (табл. 4.75[4]);

       H12/a11 – посадка по диаметру D (табл. 4.75[2]);

       F9/h7 – посадка по ширине шлицы b (табл.4.73 [2]).

       Эскизы  сборочного соединения и деталей  представлены на рис. 2.6, графическое изображение полей допусков – на рис. 2.7. 
 
 
 
 
 


       

       

       5. Допуски и посадки  в шпоночных соединениях 

       Для вала d = 60 мм подобрать призматическую шпонку, длиной l = 140  мм исполнения 3. Привести обозначение шпонки. Показать на общем виде сборочного соединения посадки шпонки с пазами вала и втулки. Соединение нормальное. На чертежах вала и втулки показать размеры пазов и их отклонения.

       Решение.

       По  табл. 4.64[2] определим размеры шпонки для диаметра вала 60 мм: b=18 мм, h=11 мм, пазов на валу t₁=7 мм, во втулке t₂=4,4 мм.

       Обозначение: шпонка 18х11х140 ГОСТ 23360-78.

       По  табл. 4.65[2] находим поля допусков для паза вала 18 N9 и паза втулки 18Js8 для нормального соединения; для ширины шпонки – 18 h9.

       По  табл. 4.66[2] определяем поля допусков для высоты шпонки 11 h11; длина шпонки 140 h14; длины паза вала 140 H14; глубины паза на валу 7^+0,2 и втулке4,4^+0,2 (при высоте шпонки h св. 6 до 18 мм).

       Допуск  симметричности шпоночного паза относительно оси при соединении с одной  шпонкой составляет 2T_ш (где T_ш – допуск на ширину шпоночного паза). Для паза втулки 18 Js8 (±0,016) Т_ш=0,032 мм, 2Т_ш=0,064 мм. Округлив до ближайшего стандартного по табл.2.40[1] получим допуск симметричности 0,06 мм для 9 степени точности.

       Для паза вала 18 N9 (-0,052) T_ш = 0,052 мм, 2T_ш = 0,104 мм. Округлив до ближайшего стандартного по табл. 2.40[1] получим допуск симметричности 0,1 мм для 10 степени точности.

       Допуск  параллельности плоскости симметрии  паза относительно оси шпоночного паза по длине паза равен 0,5 Т_ш , что составляет для паза вала 0,03 мм(округленное значение  


       по  табл. 2.28[1] до ближайшего стандартного значения, соответствующего 9 степени точности),  для паза втулки 0,016 мм, что соответствует 8 степени точности.

       Шпоночное соединение и рабочие чертежи  деталей показаны на рис. 2.8, графические изображения полей допусков шпонки и пазов – на рис. 2.9. 
 
 


         
 
 
 


       6. Расчет допусков в размерных цепях

       В соответствии с приведенными данными  определить допуски составляющих звеньев размерной цепи методами полной взаимозаменяемости и вероятности.

         
 
 
 
 
 
 
 
 
 
 


       Номинальные значения составляющих звеньев размерной цепи:

         A₂=40мм, A₃=50мм , A₄=30мм, A₅=20мм, A₆=10мм, A₇=100мм, A₈=20мм. Допуск размера замыкающего звена ТА₀ = 0,25 мм. В качестве А₀ принять звено A₁. Определить допуски составляющих звеньев размерной цепи и величину замыкающего звена.

       Решение методом полной взаимозаменяемости:

       Величина  замыкающего звена определяется по формуле 6.6[2]:

       

       Где A_i- значение увеличивающего i-го звена; A_m – значение уменьшающего m-го звена; i-порядковый номер увеличивающего звена; m-порядковый номер уменьшающего звена.

       По  формуле (6.2[2]) определим среднее число единиц допуска

       

       Где i – значение единицы поля допуска. Принимаются i₁ = 1.6, i₂ = 1.6, i₃=1.3, i₄ = 1.3, i₅=1, i₆=2.2, i₇=1.3 (табл. 3.3[4]).

       Ближайшее стандартное по ГОСТ 25346-82 число единиц допуска а_ст=25 (табл. 1.1[1]), Что соответствует девятому квалитету точности.

       Примем  в качестве резервного звено А₇. По формуле (6.3[2]) определим стандартные допуска всех звеньев, кроме резервного. 
 
 
 
 
 
 


       По  формуле (6.4[2]) определим допуск резервного звена :

       

       

       По  формуле (6.5[2]) определим допуск резервного звена:

       14/2.2=6.2.

       Ближайшее стандартное по ГОСТ 25346-82 число единиц допуска а_ст.рез. = 5.12, что соответствует 4 квалитету точности. Тогда стандартный допуск резервного звена (звена А₇) определяется

       ТА₇ = 5.12мкм.

       Проверим  условие (6.1[2]): 
 
 


       Следовательно, допуска составляющих звеньев определены верно.

       В соответствии с установленным правилом для увеличивающих звеньев принимаем  предельные отклонения как у основных отверстий (со знаком «+»), а для уменьшающих  – как у основных валов (со знаком «-»):

         A₂=40^-0,064 мм, А₃=50^-0,08 мм, A₄=30^+0,039 мм , A₅=20^+0,026мм, A₆=10^+0,001мм, A₇=100^+0,011мм, A₈=20^+0,026мм. 
 
 


         Список используемой литературы. 


       
1. Арефьев Н.Н., Кирилов  А.Ф. Метрология, стандартизация и сертификация. Часть 1/Методические указания к выполнению курсовой работы студентами очного и  заочного обучения механических специальностей. Н.Новгород, ВГАВТ, 1997. – 65 с.
2. Арефьев Н.Н. Метрология, стандартизация и сертификация. Часть 2/Методические указания к выполнению курсовой работы студентами очного и заочного обучения механических специальностей. Н.Новгород, ВГАВТ, 1998. – 44 с.
3. Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч./В.Д.Мягков, М.А.Палей, А.В.Романов и др., 6 изд.-Л.: Машиностроение, 1982.-ч.1, 543с.
4. Допуски и посадки. Справочник. В 2-х ч./В.Д.Мягков, М.А.Палей, А.В.Романов и др., 6 изд.-Л.: Машиностроение, 1983.-ч.2, 448с.
5. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.1. – М.: Машиностроение, 1979. –  728 с.
6. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.2. – М.: Машиностроение, 1979. – 559 с.
7. Анурьев В.И. Справочник конструктора-машиностроителя. Т.3. – М.: Машиностроение, 1979. – 557 с.